JP4776203B2 - Variable displacement vane pump with variable target adjuster - Google Patents

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Description

本出願は、2001年7月11日出願の、米国仮特許出願番号第60/304,604号「可変目標調整弁サブシステムを備えた可変容量形油圧ポンプシステム」の恩典を請求するものでありかつ2000年12月12日出願の、米国仮特許出願番号第60/255,629号「可変容量形ポンプ及び方法」の恩典を請求する、2001年12月12日出願の、米国特許出願番号10/021,566号「可変目標調整器を備えた可変容量形ベーンポンプ」の一部継続出願である、2002年7月10日出願の、米国特許出願番号10/192,578号「可変目標調整器を備えた可変容量形ベーンポンプ」の一部継続出願であり、かつ2003年10月10日出願の、米国仮特許出願番号第60/510,222号「可変目標調整装置を備えた可変容量形油圧ポンプシステム」の恩典を請求する出願であり、これらの出願の全ての明細書は参考として本願に組み込まれる。   This application claims the benefit of US Provisional Patent Application No. 60 / 304,604 “Variable Displacement Hydraulic Pump System with Variable Target Regulating Valve Subsystem” filed July 11, 2001. And the benefit of US Provisional Patent Application No. 60 / 255,629, “Variable Displacement Pump and Method,” filed December 12, 2000, and filed December 12, 2001, US Patent Application No. 10 US patent application Ser. No. 10 / 192,578, “Variable Target Adjuster”, filed Jul. 10, 2002, which is a continuation-in-part of US Patent No. 10 / 192,578 US Patent Application No. 60 / 510,222 entitled “Variable Target Adjusting Device” filed Oct. 10, 2003 Application of “variable displacement hydraulic pump system”, the entire specification of which is incorporated herein by reference.

本発明は、全体的に流体ポンプに、特に、可変容量形ベーンポンプと、エンジン速度が変動する条件の下での当該ポンプの制御及び作動とに関する。   The present invention relates generally to fluid pumps, in particular variable displacement vane pumps, and the control and operation of such pumps under conditions of varying engine speed.

液圧式動力伝達装置及び流体分配システムには、ベーンポンプが利用されている。そのようなポンプは、一般的にローターと複数のベーンとを備えており、ベーンはローターの外周に等間隔に設けられた複数のスロットの中に配置され、ローターと共に回転し、ローターに対してスロット内で滑動できるようになっている。ローターとベーンは、ローター及びベーンの軸に対して偏心して取り付けられている格納リング即ち偏心リングの内側形状部と協働して、格納リング即ち偏心リングとローター及びベーンとの間に流体室を形成する。格納リング即ち偏心リングとローター及びベーンとが偏心しているため、ローターの回転と共に流体室が移動するにつれ流体室の容積が変化し、流体室は、吸入ポートを通過する際には容積が大きくなり、吐出ポートを通過する際には容積が小さくなる。格納リング即ち偏心リングとローターとの間の偏心度を変えるためには、格納リング即ち偏心リングを、ポンプハウジング内の固定軸を中心に回せばよい。格納リング即ち偏心リングを回すとポンプの使用中の流体室の容積変化が変動するので、ポンプの容量特性が変わる。従来型のポンプに固有な問題に関する説明は、上記同時係属出願異議申し立て中の米国特許出願番号第1の0/021,566号の発明の背景の項に記載されている。改良されたポンプと制御の方法について、以下に説明する。   A vane pump is used in the hydraulic power transmission device and the fluid distribution system. Such a pump generally includes a rotor and a plurality of vanes, and the vanes are disposed in a plurality of slots provided at equal intervals on the outer periphery of the rotor, and rotate with the rotor. It can slide in the slot. The rotor and vane cooperate with the inner shape of the containment ring, i.e., the eccentric ring, which is mounted eccentrically with respect to the rotor and vane axes, to establish a fluid chamber between the containment ring, i.e. Form. Since the storage ring or eccentric ring and the rotor and vane are eccentric, the volume of the fluid chamber changes as the fluid chamber moves with the rotation of the rotor, and the volume of the fluid chamber increases as it passes through the suction port. The volume is reduced when passing through the discharge port. In order to change the degree of eccentricity between the storage ring or eccentric ring and the rotor, the storage ring or eccentric ring may be rotated about a fixed shaft in the pump housing. When the storage ring or eccentric ring is turned, the change in volume of the fluid chamber during use of the pump changes, so that the capacity characteristic of the pump changes. A description of the problems inherent in conventional pumps can be found in the background section of the above-filed copending US patent application Ser. No. 0 / 021,566. An improved pump and control method is described below.

このようなポンプは適切な油圧及び流量制御の改良には役立つが、オイルの制御における向上が望まれている。   While such pumps help to improve proper hydraulic and flow control, improvements in oil control are desired.

通常の内燃機関には、ある流量の潤滑油を、ある圧力範囲内で供給する必要があるが、流量と圧力は、クランクシャフトの回転速度、エンジン温度及びエンジン負荷と共に変動する。固定容量形ポンプは、高速運転状態及び冷態起動状態で作動するときには過剰に高い油圧を作り出しかねず、高温及び低速の状態では油圧が必要な値よりも低くなりかねない。高温及び低速の状態における油圧を改良するためにオイルポンプの容量を増やすと、全稼働状態に亘って多くの動力を消費することになり、高速及び低温の状態における過剰油圧状態を一層悪化させる。従来型の固定容量形ポンプの制御を改良して、エンジン速度とエンジン作動状態に従って、効率よく作動し、ポンプの出力流量及び圧力を最適化するようにすることが望ましい。   A normal internal combustion engine needs to be supplied with a certain flow rate of lubricating oil within a certain pressure range, but the flow rate and pressure vary with the rotational speed of the crankshaft, the engine temperature, and the engine load. Fixed displacement pumps can create excessively high oil pressures when operating in high speed operating conditions and cold start conditions, and the oil pressure can be lower than required at high temperature and low speed conditions. Increasing the capacity of the oil pump to improve the oil pressure at high temperature and low speed consumes more power over the entire operating condition, further exacerbating the excess hydraulic conditions at high speed and low temperature. It would be desirable to improve the control of a conventional fixed displacement pump to operate efficiently and optimize pump output flow and pressure according to engine speed and engine operating conditions.

更に、昨今の自動車の装置に対するエネルギー節約の要求により、可変カム/弁タイミングシステムを作動させるためにポンプ容量を増やすことと相俟って、一層効率の良いエンジン潤滑システムの設計が必要になってきた。   In addition, recent energy savings requirements for automotive equipment have necessitated a more efficient engine lubrication system design coupled with increasing pump capacity to operate a variable cam / valve timing system. It was.

本発明は、可変速度回転軸を有する、エンジン又は装置を潤滑するための潤滑油ポンプシステムである。本潤滑システムは、制御入力に応じて容量を可変的に調整できる第1の潤滑ポンプを含んでいる。第2の固定容量形ポンプは、エンジンの回転軸と作動的に接続されており、可変容量形ポンプのポンプ特性を調節するための制御入力を供給して、エンジンオイル回路内の目標圧力を達成する。ソレノイド弁が第2の固定容量形ポンプの出力部に接続されている。ソレノイド弁はポンプの出力を逃がし、これにより、所望するとき第2の可変の目標曲線を与えるように動作されたとき、入力を制御する。   The present invention is a lubricating oil pump system for lubricating an engine or device having a variable speed rotating shaft. The lubrication system includes a first lubrication pump that can variably adjust the capacity according to a control input. The second fixed displacement pump is operatively connected to the engine shaft and provides a control input to adjust the pump characteristics of the variable displacement pump to achieve the target pressure in the engine oil circuit. To do. A solenoid valve is connected to the output of the second fixed displacement pump. The solenoid valve allows the pump output to escape, thereby controlling the input when operated to provide a second variable target curve when desired.

本発明の上記及びその他の目的、特徴及び利点は、以下の好適な実施形態の詳細な説明、上記請求項及び添付図面から明白である。   The above and other objects, features and advantages of the present invention will be apparent from the following detailed description of the preferred embodiments, the appended claims and the accompanying drawings.

発明の実施の形態BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION

図1−3には、可変容量形ベーンポンプ10を詳細に示しており、ポンプ10は、ベーン14を組み込んだローター12を備えていて、これを回転させることによってポンプ入口16から流体を吸込み、流体の圧力を高め、ポンプ10の出口18から加圧された流体を吐出するようになっている。格納リング即ち偏心リング20は、ポンプ10のハウジング22により保持されており、ローター12に対して回転させて、ポンプの容量を変えることができるようになっている。このようなポンプ10は、エンジン潤滑装置及び動力伝達装置を含む複数の流体装置で広く用いられている。   1-3 shows the variable displacement vane pump 10 in detail. The pump 10 includes a rotor 12 incorporating a vane 14 and sucks fluid from the pump inlet 16 by rotating the rotor 12. And the pressurized fluid is discharged from the outlet 18 of the pump 10. The storage ring or eccentric ring 20 is held by the housing 22 of the pump 10 and can be rotated relative to the rotor 12 to change the capacity of the pump. Such a pump 10 is widely used in a plurality of fluid devices including an engine lubrication device and a power transmission device.

ハウジング22は、格納リング即ち偏心リング20とローター12が収容される内部室26を画定する中央胴体24を備えているのが望ましい。ハウジング22は、中央胴体24の相対する平坦な側面上に一対のエンドプレート28、30を更に備えており、内部室26を囲んでいる。中央胴体24の内側表面34に形成されている溝32は、ハウジング22に対する格納リング即ち偏心リング20の回転運動を許容し、制御するため、格納リング即ち偏心リング20とハウジング22との間にピボットピン36を収容する構造となっている。中央胴体24内には、溝32から離れた位置、望ましくは概ね直径方向反対側の位置に、シート面38が設けられている。シート面38は、格納リング即ち偏心リングの少なくともある位置では格納リング即ち偏心リング20と係合可能で、シート面とリングとの間に流体密封を形成できるようになっている。格納リング即ち偏心リング20と中央胴体24のうちの一方又は双方には、少なくとも部分的にはシート面を形成し、格納リング即ち偏心リング20とハウジング22との間の漏れを低減する弾性又は別の型式のシール40が備えられている。   The housing 22 preferably includes a central fuselage 24 that defines a storage ring or eccentric ring 20 and an interior chamber 26 in which the rotor 12 is housed. The housing 22 further includes a pair of end plates 28 and 30 on the opposing flat side surfaces of the central body 24 and surrounds the inner chamber 26. A groove 32 formed in the inner surface 34 of the central fuselage 24 pivots between the storage or eccentric ring 20 and the housing 22 to allow and control the rotational movement of the storage or eccentric ring 20 relative to the housing 22. The pin 36 is accommodated. A seat surface 38 is provided in the central body 24 at a position away from the groove 32, preferably at a position generally opposite to the diameter direction. The seat surface 38 is engageable with the containment ring or eccentric ring 20 at least at a location of the containment ring or eccentric ring so that a fluid seal can be formed between the seat surface and the ring. One or both of the storage ring or eccentric ring 20 and the central fuselage 24 is at least partially formed with a seat or elastic or otherwise reducing leakage between the storage ring or eccentric ring 20 and the housing 22. This type of seal 40 is provided.

格納リング即ち偏心リング20は、開口部41を有する環状体であり、ハウジング22の内部室26内に収容されている。格納リング即ち偏心リング20は、外側表面上に、ピボットピン36の一部を収容して、格納リング即ち偏心リング20と中央胴体24との間の回転運動を可能とする溝42を有している。別の実施形態では、偏心リングは、偏心リング20の一部がピボットピンを取り囲み、ピボットポイントをより強固に位置決めできるように構成されている。そのような格納リング即ち偏心リング20の回転運動は、格納リング即ち偏心リング20の外側表面と中央胴体24の内側表面34との係合によって(又は下に述べる制御ピストン72及び74によって)制限される。図4及び図13に示すように、格納リング即ち偏心リング20は、反時計回りに回されて、ポンプ10の容量が最大となる第1の位置でハウジング22と係合する。図3及び図13を見ると最も分かり易いが、格納リング即ち偏心リング20は、第1の位置から時計回りに回すと、ポンプ10の容量が最小となる第2の位置に至る。勿論、必要に応じてポンプの容量を変化させるために、格納リング即ち偏心リング20は、第1の位置と第2の位置とを含めその間の何れの位置でも作動させることができる。格納リング即ち偏心リング20は、概ね円形の内側表面を有しているが、ポンプ10の性能を改良又は変更するため、造形を施し、偏心させることもできる。更に、格納リング即ち偏心リング20には、外側表面上に、中央胴体24の内側表面34と係合可能なシール40を保持することのできる第2の溝44を設けて、格納リング即ち偏心リング20と中央胴体24との間に流体密封シールを形成するようにしてもよい。流体密封シールは、基本的に内部室26を、シールの各側の2つの部分26a、26bに分離し、分離された内部室部分26a、26b間に差圧を生じさせることができるようにする。差圧を使って、格納リング即ち偏心リング20を、第1の位置と第2の位置との間で、或いは第1の位置又は第2の位置まで回転させ、ポンプの容量を制御することができる。   The storage ring or eccentric ring 20 is an annular body having an opening 41 and is accommodated in the internal chamber 26 of the housing 22. The storage ring or eccentric ring 20 has a groove 42 on the outer surface that accommodates a portion of the pivot pin 36 to allow rotational movement between the storage ring or eccentric ring 20 and the central fuselage 24. Yes. In another embodiment, the eccentric ring is configured such that a portion of the eccentric ring 20 surrounds the pivot pin and allows the pivot point to be positioned more firmly. The rotational movement of such a containment ring or eccentric ring 20 is limited by the engagement of the outer surface of the containment ring or eccentric ring 20 with the inner surface 34 of the central fuselage 24 (or by control pistons 72 and 74 described below). The As shown in FIGS. 4 and 13, the storage ring or eccentric ring 20 is rotated counterclockwise to engage the housing 22 in a first position where the capacity of the pump 10 is maximized. As best seen in FIGS. 3 and 13, the storage ring or eccentric ring 20 reaches the second position where the capacity of the pump 10 is minimized when rotated clockwise from the first position. Of course, the storage ring or eccentric ring 20 can be operated at any position in between, including the first position and the second position, in order to change the capacity of the pump as required. The containment or eccentric ring 20 has a generally circular inner surface, but can be shaped and eccentric to improve or change the performance of the pump 10. In addition, the storage ring or eccentric ring 20 is provided with a second groove 44 on the outer surface that can hold a seal 40 engageable with the inner surface 34 of the central fuselage 24 so that the storage ring or eccentric ring. A fluid tight seal may be formed between 20 and the central fuselage 24. The fluid tight seal essentially separates the interior chamber 26 into two portions 26a, 26b on each side of the seal and allows a differential pressure to be created between the separated interior chamber portions 26a, 26b. . Using differential pressure, the storage ring or eccentric ring 20 can be rotated between the first position and the second position, or to the first position or the second position, to control the pump capacity. it can.

ポンプ10を通して流体を移動させるため、ハウジング22内には回転吐出組合せ50が備えられている。回転吐出組合せ50は、中央駆動軸52と、駆動軸52に支持され回転駆動されるローター12と、ローター12と共に回転するようローター12に滑動可能に支持されている複数のベーン14とで構成されている。駆動軸52は、それ自身の軸線53を中心に回転するよう一定の位置に保持されている。ローター12は、駆動軸52に固定され、軸52の軸線53を中心にして軸と共に回転するようになっている。   A rotary discharge combination 50 is provided in the housing 22 for moving fluid through the pump 10. The rotary discharge combination 50 includes a central drive shaft 52, a rotor 12 supported by the drive shaft 52 and driven to rotate, and a plurality of vanes 14 slidably supported by the rotor 12 so as to rotate together with the rotor 12. ing. The drive shaft 52 is held at a fixed position so as to rotate about its own axis 53. The rotor 12 is fixed to the drive shaft 52 and rotates together with the shaft about the axis 53 of the shaft 52.

図示のように、ローター12は、ローター12の外側表面56に開き、円周方向に等間隔に配置され、軸方向及び半径方向に伸張している複数のスロット54を有する概略円柱形の部材であり、スロットは外側表面56の内側で終端している。各スロット54は、個別のベーン14を滑動可能に収容し、ベーンがローター12に対して引込位置と伸張位置との間で可動となるように構成されている。ローター12内の各スロット54は、加圧された流体を受け入れるために構成された室58で終端しているのが望ましい。室58内の加圧された流体は、スロット54内のベーン14に作用し、ベーンが格納リング即ち偏心リング20の内側表面34と係合するまで、ベーン14を半径方向外向きに滑働させる。ポンプ10が作動している間は、室58及びスロット54内の流体圧は、ベーン14と格納リング即ち偏心リング20の内側表面41との間に、実質的な連続的接触を維持するのに十分な圧力であることが望ましい。   As shown, the rotor 12 is a generally cylindrical member having a plurality of axially and radially extending slots 54 that open on the outer surface 56 of the rotor 12, are equally spaced circumferentially, and extend axially and radially. Yes, the slot terminates inside the outer surface 56. Each slot 54 is slidably accommodated with an individual vane 14 and is configured such that the vane is movable relative to the rotor 12 between a retracted position and an extended position. Each slot 54 in the rotor 12 preferably terminates in a chamber 58 configured to receive pressurized fluid. Pressurized fluid in the chamber 58 acts on the vane 14 in the slot 54 and slides the vane 14 radially outward until the vane engages the inner surface 34 of the containment or eccentric ring 20. . While the pump 10 is operating, the fluid pressure in the chamber 58 and the slot 54 maintains a substantially continuous contact between the vane 14 and the inner surface 41 of the containment or eccentric ring 20. It is desirable that the pressure be sufficient.

本発明のある態様によれば、ベーン伸張部材60は、1つ又はそれ以上のベーン14と係合し、ベーン14を、ローター12の外周を超えて半径方向外向きに伸張させるよう、ローター12上に可動的に配置されている。これによって、少なくとも2つのベーン14が常にローター12の外周を超えて確実に伸張することとなり、ポンプ10に容易に迎え水を供給できるようになる。伸張部材60がなければ、ベーン14は、引込位置に留まる傾向となりローター12の外側56を超えて伸張しないので、何れのベーン14も外方向に伸張しないままローター12が回転し、ポンプ10の迎え水となる十分な流体を排出せず、ポンプの出力圧が上がらないことになる。従って、ローター12の室58又はスロット54内に流体圧が生成されず、ベーン14を外方向に伸張させる圧力がベーン14に作用しないので、ポンプ10に迎え水が供給されないことになる。この様な状態は、例えば、自動車の冷態起動時のように、寒い日に冷たい自動車を始動させる場合の、自動車用製品で生じる。   In accordance with certain aspects of the present invention, the vane extension member 60 engages one or more vanes 14 and causes the rotor 12 to extend radially outward beyond the outer periphery of the rotor 12. It is movably arranged on the top. As a result, at least two vanes 14 always extend reliably beyond the outer periphery of the rotor 12, and water can be easily supplied to the pump 10. Without the extension member 60, the vane 14 tends to stay in the retracted position and does not extend beyond the outer side 56 of the rotor 12, so that the rotor 12 rotates without any vane 14 extending outward and the pump 10 is picked up. A sufficient amount of water is not discharged, and the output pressure of the pump does not increase. Accordingly, no fluid pressure is generated in the chamber 58 or the slot 54 of the rotor 12, and the pressure that extends the vane 14 outward does not act on the vane 14, so that no water is supplied to the pump 10. Such a situation occurs with automotive products when starting a cold car on a cold day, for example when the car is cold-started.

図2に示す実施形態では、ベーン伸張部材60は、ローター12の端面に形成された環状凹部62内に滑動可能に収容され、少なくとも2つのベーン14が常にローター12の外周を越えて確実に伸張するだけの十分な直径を有するリングである。凹部62は、外側肩部64と内側肩部66とを形成し、リング60はその間を滑動する。格納リング即ち偏心リング20と係合しているために半径方向内向きに変位し、それによって直径方向反対側のベーン14に向けてリング60を押し、それらのベーンをローター12の外周を越して突出させているベーン14に起動されて、リング60は凹部62内で滑動する。ポンプ10の組立て状態では、リング60は、ローター12とハウジング22の隣接するサイドプレートとの間に保持されている。必要に応じて、ローターの反対側の面上に第2のリングを設けてもよい。   In the embodiment shown in FIG. 2, the vane extension member 60 is slidably received in an annular recess 62 formed in the end face of the rotor 12 so that at least two vanes 14 always extend beyond the outer periphery of the rotor 12. It is a ring with a sufficient diameter to do. The recess 62 forms an outer shoulder 64 and an inner shoulder 66, and the ring 60 slides between them. Displacement radially inward due to engagement with the containment or eccentric ring 20, thereby pushing the ring 60 towards the diametrically opposite vanes 14, pushing them over the outer circumference of the rotor 12. Activated by the protruding vane 14, the ring 60 slides in the recess 62. In the assembled state of the pump 10, the ring 60 is held between the rotor 12 and the adjacent side plate of the housing 22. You may provide a 2nd ring on the surface on the opposite side of a rotor as needed.

図6及び図7に示すように、ローター12のスロット54は、各ベーン14の先導面及び追従面68、69上に流体薄膜を形成できる寸法となっているのが望ましい。ローター12が回転する際に、流体薄膜はベーン14を支持する。流体薄膜は、支承面を効果的に作りベーンスロットの磨耗を防ぐ。更に、スロット54の寸法は、ベーンの傾斜を防ぐようなものになっているのが望ましいが、同時に、ベーンの傾きがある以上、ベーンが傾斜した場合に、ローター12とベーン14が接触する領域内でローター12とベーン14との間の接触シール部に流体が入れるような寸法となっているのが望ましい。接触シール部は、ベーン14上に働く加圧された流体を維持して、それがスロット54から漏れたり流れ出したりするのを防ぐ。そうでなければ、ポンプの出口圧力にある室58及びスロット54内の流体と、ポンプサイクルの低圧部分(ポンプの出口での圧力を除くほぼ全て)との間の差圧のために、このような漏れが起こり易い。この漏れを防ぐことにより、十分な静圧が、ベーン14を格納リング即ち偏心リング20に向かって半径方向外向きに確実に付勢して、ベーン14と格納リング即ち偏心リング20との間の接触の連続性を向上させる。   As shown in FIGS. 6 and 7, the slot 54 of the rotor 12 is desirably sized so that a fluid thin film can be formed on the leading surface and the tracking surfaces 68 and 69 of each vane 14. As the rotor 12 rotates, the fluid film supports the vanes 14. The fluid film effectively creates a bearing surface and prevents vane slot wear. Furthermore, it is desirable that the size of the slot 54 is such that the vane is prevented from tilting, but at the same time, as long as the vane is tilted, the area where the rotor 12 and the vane 14 contact when the vane tilts. It is desirable that the dimensions be such that fluid enters the contact seal between the rotor 12 and the vane 14. The contact seal maintains the pressurized fluid acting on the vane 14 and prevents it from leaking out of the slot 54. Otherwise, this is due to the differential pressure between the fluid in chamber 58 and slot 54 at the pump outlet pressure and the low pressure portion of the pump cycle (almost all but the pressure at the pump outlet). Easy to leak. By preventing this leakage, sufficient static pressure ensures that the vane 14 is urged radially outwardly toward the containment or eccentric ring 20 so that there is no gap between the vane 14 and the containment or eccentric ring 20. Improve contact continuity.

流体を吐出するために、格納リング即ち偏心リング20は、駆動軸52及びローター12に対し、偏心して取り付けられている。この偏心により、格納リング即ち偏心リング20とローター12との間に、変動する隙間即ち間隙が形成される。この変動する隙間が、隣接するベーン14とベーン14との間で、ローター12と格納リング即ち偏心リング20の内側表面との間に流体ポンプ室70を形成し、流体ポンプ室70の容積は、使用時、回転につれて変化することになる。具体的には、各ポンプ室70は、回転運動のある部分の間では容量が増大し、そのためそのポンプ室70内の圧力が低下し、流体がそこに吸入され易くなる。最大容積に達した後、各ポンプ室70は体積が減少し始め、ポンプ室が出口に整合して流体がポンプ10の吐出圧力で前記出口を通して排出されるまで、圧力が上がる。このように、偏心によってポンプ室70が拡大して縮小するので、ポンプ10の入口を通して流体が吸い込まれ、その後流体の圧力が上がり、その流体は加圧された状態でポンプ10の出口から排出されることになる。   In order to discharge fluid, the storage ring or eccentric ring 20 is eccentrically attached to the drive shaft 52 and the rotor 12. This eccentricity creates a fluctuating gap or gap between the storage ring or eccentric ring 20 and the rotor 12. This fluctuating gap forms a fluid pump chamber 70 between the adjacent vane 14 and the vane 14 between the rotor 12 and the inner surface of the containment or eccentric ring 20, and the volume of the fluid pump chamber 70 is In use, it will change with rotation. Specifically, the capacity of each pump chamber 70 increases during a portion of rotational movement, so that the pressure in the pump chamber 70 decreases and the fluid is easily sucked therein. After reaching the maximum volume, each pump chamber 70 begins to decrease in volume and increases in pressure until the pump chamber aligns with the outlet and fluid is discharged through the outlet at the discharge pressure of pump 10. In this way, the pump chamber 70 expands and contracts due to eccentricity, so that the fluid is sucked through the inlet of the pump 10, and then the pressure of the fluid rises, and the fluid is discharged from the outlet of the pump 10 in a pressurized state. Will be.

偏心の程度でポンプ10の作動特性が決まり、偏心が大きくなるほどポンプ10を通過する流体の流量は多くなり、偏心が少ないほど流体圧での流量は少なくなる。図3に示す、格納リング即ち偏心リング20のいわゆる「ゼロ容量位置」即ち第2の位置では、開口部41が基本的にローター12と同軸に整列しており、流体ポンプ室70の容積は回転を通して基本的に一定である。この配位では、ポンプ室70は、拡張して流れを引き込むことも、体積を減じて中の流体の圧力を上げることもなく、ポンプ10の最小性能状態、即ちゼロ容量状態を作り出す。そのポンプの固有動作特性を維持するポンプの最小容量を有することが望ましい。格納リング即ち偏心リング20が、第1の又は最大容量位置にあるか、又は最大容量と最小容量との間の何れかの容量位置にある場合、ローター12が回転するとポンプ室70の大きさは最大容積と最小容積との間で変動し、回転と共にポンプの容量が増大する。   The operating characteristics of the pump 10 are determined by the degree of eccentricity. The greater the eccentricity, the greater the flow rate of the fluid passing through the pump 10, and the less eccentricity, the smaller the flow rate at the fluid pressure. In the so-called “zero capacity position” or second position of the containment or eccentric ring 20 shown in FIG. 3, the opening 41 is essentially aligned coaxially with the rotor 12 and the volume of the fluid pump chamber 70 is rotated. Is basically constant throughout. In this configuration, the pump chamber 70 creates a minimum performance state, i.e., a zero capacity state, of the pump 10 without expanding to draw flow or reducing the volume to increase the pressure of the fluid therein. It is desirable to have a minimum capacity of the pump that maintains the inherent operating characteristics of the pump. If the storage ring or eccentric ring 20 is in the first or maximum capacity position, or in any capacity position between the maximum capacity and the minimum capacity, the size of the pump chamber 70 will be as the rotor 12 rotates. It fluctuates between the maximum and minimum volumes, and the pump capacity increases with rotation.

図3及び図4に示すように、格納リング即ち偏心リング20の回動と位置を制御するため、互いに逆方向に作動する一対のピストン72、74を用いて、格納リング即ち偏心リング20を第1の位置と第2の位置との間で回動させるようにすることもできる。各ピストン72、74は、流体回路内の2つの異なる室から取り出された異なる流体圧信号に応答するようになっているのが望ましいが、信号のうちの1つは調整弁から来ていなければならない。従って、流体回路の2つの異なる部分を使って、格納リング即ち偏心リング20の変位を制御し、それによってポンプ10の動作と容量を制御することができる。ピストンへ加えられる力を加圧流体信号から変える必要があれば、ピストン72、74を異なる寸法とすることもできる。更に、格納リング即ち偏心リング20の運動とポンプの作動の制御を支援するために、ピストン72、74の1つ又は両方を、ばね又は別の機構で付勢してもよい。代わりに、格納リング即ち偏心リング20とハウジング22との間にシール40が設けられている場合は、圧力の作用している制御された量の流体を、シール40の両側に形成されている室部分26a、26b内に直接作用させてもよい。体積及び圧力の異なる流体を、シール40のどちらかの側に供給して、格納リング即ち偏心リング20の運動を制御することもできる。勿論、これらのアクチュエータを任意に組み合わせて、ポンプ10を使用する際に格納リング即ち偏心リング20の運動と位置を制御するようにしてもよい。   3 and 4, a pair of pistons 72, 74 operating in opposite directions are used to control the rotation and position of the storage ring or eccentric ring 20, and the storage ring or eccentric ring 20 is It is also possible to rotate between the first position and the second position. Each piston 72, 74 is preferably adapted to respond to a different fluid pressure signal taken from two different chambers in the fluid circuit, but one of the signals must come from a regulating valve. Don't be. Thus, two different parts of the fluid circuit can be used to control the displacement of the containment or eccentric ring 20, thereby controlling the operation and capacity of the pump 10. If the force applied to the piston needs to be varied from the pressurized fluid signal, the pistons 72, 74 can be sized differently. In addition, one or both of the pistons 72, 74 may be biased with a spring or other mechanism to assist in controlling the movement of the containment or eccentric ring 20 and the operation of the pump. Alternatively, if a seal 40 is provided between the containment or eccentric ring 20 and the housing 22, a controlled amount of fluid under pressure is applied to the chambers formed on both sides of the seal 40. You may make it act directly in the parts 26a and 26b. Fluids of different volume and pressure can be supplied to either side of the seal 40 to control the movement of the containment or eccentric ring 20. Of course, any combination of these actuators may be used to control the movement and position of the containment or eccentric ring 20 when the pump 10 is used.

図10に最も分かり易く示しているように、本発明の別の態様によれば、格納リング即ち偏心リング20の回動中心となる軸線76は、格納リング即ち偏心リング20の第1の位置と第2の位置との間での運動が基本的に線形運動となるように配置されている。そうするため、格納リング即ち偏心リング20は、第1の位置と第2の位置との間で、格納リング即ち偏心リング20の偏心の方向に移動する距離の半分だけ駆動軸の軸線53から離れている軸線76を中心にして回される。言い換えると、格納リング即ち偏心リング20の回動軸線76は、駆動軸53に対し、即ちローター12に対して、格納リング即ち偏心リング20の最大偏心量の半分だけ駆動軸の軸線53から離れている。格納リング即ち偏心リング20の回動運動は、少なくとも幾らか弧状の経路に沿って生じる。格納リング即ち偏心リング20の回動軸線76を上記のように配置することにより、格納リング即ち偏心リング20の運動経路は、その第1の位置と第2の位置との間で基本的には線形となる。格納リング即ち偏心リング20の非線形又は複合運動は、ローター12と格納リング即ち偏心リング20との間の間隙即ち隙間に影響を及ぼす。ポンプ10の性能及び作動特性は、この間隙即ち隙間による影響を受ける。   As best shown in FIG. 10, according to another aspect of the present invention, the axis 76 that is the pivot center of the storage ring or eccentric ring 20 is aligned with the first position of the storage ring or eccentric ring 20. It arrange | positions so that the motion between 2nd positions may become a linear motion fundamentally. To do so, the storage ring or eccentric ring 20 is separated from the drive shaft axis 53 by half the distance traveled in the direction of eccentricity of the storage ring or eccentric ring 20 between the first position and the second position. It is rotated about the axis 76 that is present. In other words, the rotational axis 76 of the storage ring or eccentric ring 20 is separated from the drive shaft axis 53 by half of the maximum eccentric amount of the storage ring or eccentric ring 20 with respect to the drive shaft 53, i.e. the rotor 12. Yes. The rotational movement of the containment or eccentric ring 20 occurs along at least some arcuate paths. By arranging the pivot axis 76 of the storage ring or eccentric ring 20 as described above, the movement path of the storage ring or eccentric ring 20 is essentially between its first and second positions. It becomes linear. Non-linear or combined movement of the containment or eccentric ring 20 affects the gap between the rotor 12 and the containment or eccentric ring 20. The performance and operating characteristics of the pump 10 are affected by this gap.

従って、格納リング即ち偏心リング20が回される際の、格納リング即ち偏心リング20の非線形運動は、ポンプ10を通して、特に重要なのはポンプの入口16と出口18の領域において、流体室の大きさを変えることができることである。例えば、ポンプ室70は、出口18に近づくにつれ、僅かに容積が増して中の流体圧を低下させ、吐出ポートでの流体の加圧を非効率的とするかもしれない。望ましくは、本発明に従って、格納リング即ち偏心リング20の回動軸線76をオフセットさせることにより、このような中心位置のエラーを減少させ、ポンプの作動特性の制御を容易にして、ポンプの性能及び効率を向上させるような格納リング即ち偏心リング20の運動を実現することができる。本発明の配置は、格納リング即ち偏心リングの開口部41の中心点が、基本的に線形経路に沿って動く、より簡単なポンプ設計を可能にする。更に、ポンプ10は、作動時の空気伝搬ノイズ又は流体伝搬ノイズが低い。   Thus, the non-linear motion of the containment ring 20 when the containment ring 20 is rotated causes the size of the fluid chamber to move through the pump 10 and, most importantly, in the region of the pump inlet 16 and outlet 18. It can be changed. For example, the pump chamber 70 may increase slightly in volume as it approaches the outlet 18 to decrease the fluid pressure therein, making fluid pressurization at the discharge port inefficient. Desirably, in accordance with the present invention, offsetting the pivot axis 76 of the containment or eccentric ring 20 reduces such center position errors, facilitates control of pump operating characteristics, and improves pump performance and performance. Movement of the storage ring or eccentric ring 20 that improves efficiency can be realized. The arrangement of the present invention allows for a simpler pump design where the central point of the containment or eccentric ring opening 41 moves essentially along a linear path. Furthermore, the pump 10 has low air propagation noise or fluid propagation noise during operation.

格納リング即ち偏心リング20の運動を制御することになる流体圧力信号をアクチュエータへ作用させるのを制御するために、単一の制御弁80が、2つのパイロット信号と、それをアクチュエータへ作用させることに反応する様になっているのが望ましい。図5に示す様に、制御弁80のスプール部分82には、複数の環状溝と、隣り合う溝の間のランドとが形成されていて、ランドは、スプール部分82が収容される穴84とのシール係合を構成している。弁80は、更に、外側スリーブ88と、スリーブ88によって滑動可能に保持されている内側ピストン90とを備えたピストン部分86を有している。プランジャ90とスプール部分82との間には第1のばね92が配置され、スプール部分82の位置を変位可能に付勢しており、スリーブ88とプランジャ90との間には第2のばね94が配置され、プランジャ90をスリーブ88から離れる方向に付勢している。   In order to control the application of a fluid pressure signal to the actuator that will control the movement of the containment ring or eccentric ring 20, a single control valve 80 applies two pilot signals and it to the actuator. It is desirable to respond to this. As shown in FIG. 5, the spool portion 82 of the control valve 80 is formed with a plurality of annular grooves and lands between adjacent grooves, and the lands are formed with holes 84 in which the spool portions 82 are accommodated. The seal engagement is configured. The valve 80 further has a piston portion 86 with an outer sleeve 88 and an inner piston 90 slidably held by the sleeve 88. A first spring 92 is disposed between the plunger 90 and the spool portion 82, and urges the position of the spool portion 82 to be displaceable, and a second spring 94 is interposed between the sleeve 88 and the plunger 90. Is arranged to urge the plunger 90 in a direction away from the sleeve 88.

図5及び図8に示すように、弁80は第1の入口96を有しており、ポンプ10から吐出された流体がその入口を通して室98し、室98内にはプランジャ90が収容され、第2のばね94の付勢力とは反対の方向の力をプランジャ90に加えるようになっている。第2の入口100は、ポンプ10から吐出された流体をスプール部分82に連通する。第3の入口102は、流体回路の第2の部分より下流の流体回路源からの流体圧を、プランジャ90と外側スリーブ88との間に形成されている室104に連通する。第4の入口106は、流体回路の第2の部分を、スプール部分82のプランジャ90とは反対側の端部108に連通する。入口に加えて、弁80は、油溜即ちリザーバ112と連通する第1の出口110と、第1のアクチュエータ74(又は室26b)と連通する第2の出口114と、第2のアクチュエータ72(又は室26a)と連通する第3の出口116とを有している。上記のように、第1の及び第2のアクチュエータ72、74は、格納リング即ち偏心リング20の運動を制御して、ポンプ10の容量を変える。   As shown in FIGS. 5 and 8, the valve 80 has a first inlet 96, and fluid discharged from the pump 10 enters a chamber 98 through the inlet, and a plunger 90 is accommodated in the chamber 98. A force in the direction opposite to the biasing force of the second spring 94 is applied to the plunger 90. The second inlet 100 communicates the fluid discharged from the pump 10 to the spool portion 82. The third inlet 102 communicates fluid pressure from a fluid circuit source downstream from the second portion of the fluid circuit to a chamber 104 formed between the plunger 90 and the outer sleeve 88. The fourth inlet 106 communicates the second portion of the fluid circuit to the end 108 of the spool portion 82 opposite the plunger 90. In addition to the inlet, the valve 80 includes a first outlet 110 that communicates with a sump or reservoir 112, a second outlet 114 that communicates with a first actuator 74 (or chamber 26b), and a second actuator 72 ( Or a third outlet 116 communicating with the chamber 26a). As described above, the first and second actuators 72, 74 control the movement of the storage or eccentric ring 20 to change the capacity of the pump 10.

更に詳細には、プランジャ90は、第1のばね92の一端を収容し保持するための止まり穴122を備えた円筒形の本体120を有している。プランジャ90の一端に設けられた拡大ヘッド124は、例えばポンプハウジング22内に形成することもできる室98内にぴったりと滑動可能に収容されており、外側スリーブ88と係合して、プランジャ90のスリーブ88方向への運動を制限するように構成されている。外側スリーブ88は、室98内で動かないように、圧入、或いは何らかの方法で固定されているのが望ましい。外側スリーブ88は、プランジャ90の本体120を滑動可能に収容する穴126と、一端で半径方向内向きに伸張してスプール部分82のプランジャ90方向への運動を制限するリム128と、第2のばね94を収容する環状室104を形成する直径の小さくなった反対側の端部130とを有している。環状室104には、更に、入口102から、プランジャ90に作用する加圧された流体が入ってくる。   More specifically, the plunger 90 has a cylindrical body 120 with a blind hole 122 for receiving and holding one end of the first spring 92. The enlarged head 124 provided at one end of the plunger 90 is slidably received within a chamber 98 that may be formed, for example, within the pump housing 22 and engages the outer sleeve 88 to engage the plunger 90. The movement toward the sleeve 88 is limited. The outer sleeve 88 is preferably press-fit or fixed in some way so as not to move within the chamber 98. The outer sleeve 88 includes a hole 126 that slidably receives the body 120 of the plunger 90, a rim 128 that extends radially inward at one end to limit movement of the spool portion 82 toward the plunger 90, and a second And an opposite end 130 of reduced diameter forming an annular chamber 104 that houses a spring 94. The annular chamber 104 further receives pressurized fluid acting on the plunger 90 from the inlet 102.

スプール部分82は概略円筒形であり、ポンプハウジング22のような本体の穴84内に収容されている。スプール部分82は、止まり穴132を有しており、一端134は開いており、他端108は閉じている。スプール部分82の外側に設けられた第1の凹部136は、止まり穴132内へと開口している1つ又は複数の通路138に通じている。第1の凹部136は、第3の出口116と選択的に整列し、制御された体積の加圧流体が、第2のアクチュエータ72(室26a)で高容量を保ちながら、第1の凹部136と、対応する通路138と、止まり穴132と、油溜即ちリザーバ112へ通じる第1の出口110とを経由して、スプール部分82を通って戻り出ることができるようになっている。これにより、第2のアクチュエータ72(室26a)における流体の体積と圧力が低下する。同様に、スプール部分82には、止まり穴132内へと開口している対応する通路142へ通じる第2の凹部140が設けられており、第2の凹部140は、第2の出口114と選択的に整列可能であり、体積が制御された加圧流体が、第1のアクチュエータ74(室26b)で低容量を保ちながら、第2の凹部140と、対応する通路142と、止まり穴132と、油溜即ちリザーバ112へ通じる第1の出口110とを経由して、弁80を通って戻り出ることができるようになっている。   The spool portion 82 is generally cylindrical and is received in a bore 84 in the body such as the pump housing 22. The spool portion 82 has a blind hole 132 with one end 134 open and the other end 108 closed. A first recess 136 provided outside the spool portion 82 leads to one or more passages 138 that open into the blind hole 132. The first recess 136 is selectively aligned with the third outlet 116 so that a controlled volume of pressurized fluid maintains a high volume in the second actuator 72 (chamber 26a), while the first recess 136 is at a high volume. And through corresponding spool 138, blind hole 132, and first outlet 110 leading to oil reservoir or reservoir 112, so that it can be returned through spool portion 82. Thereby, the volume and pressure of the fluid in the second actuator 72 (chamber 26a) are reduced. Similarly, the spool portion 82 is provided with a second recess 140 that leads to a corresponding passage 142 that opens into the blind hole 132, which is selected with the second outlet 114. The second recessed portion 140, the corresponding passage 142, and the blind hole 132 while maintaining a low volume in the first actuator 74 (chamber 26 b). , And can be returned through valve 80 via a first outlet 110 leading to an oil sump or reservoir 112.

スプール部分82は、更に、第1の凹部136と第2の凹部140との間に配置され、概ね第2の入口100と整列している第3の凹部144を有している。第3の凹部144の軸方向長さは、第2の入口100と第2の出口114との間の距離より長く、第2の入口100と第3の出口116との間の距離より長い。従って、スプール部分82が、プランジャ部分86の方向に十分に変位すると、第3の凹部144は、第2の出口114を第2の入口100と連通させ、吐出圧の流体が第2の入口100から第2の出口114を通過して流れるようになる。これによって、第1のアクチュエータ74に作用する流体の体積と圧力が増す。同様に、スプール部分82が、プランジャ部分86から離れる方向に十分に変位すると、第3の凹部144は、第2の入口100を第3の出口116と連通させ、ポンプ吐出圧の流体が第2の入口100から第3の出口116を通過して流れるようになる。これによって、第2のアクチュエータ72に作用する流体の体積と圧力が増す。上記のことから、第1の及び第2の凹部136、140が第2の及び第3の出口114、116とそれぞれ整列している場合、スプール部分82の変位によって、第1の及び第2の凹部136、140それぞれによる容量制御室の循環が制御されることが分かる。更に、第3の凹部144が第2の又は第3の出口114、116それぞれと整列しているいる場合、スプール部分82の変位によって、第3の凹部144を通過するパイロット圧信号の充填又は増大が可能となる。   The spool portion 82 further includes a third recess 144 disposed between the first recess 136 and the second recess 140 and generally aligned with the second inlet 100. The axial length of the third recess 144 is longer than the distance between the second inlet 100 and the second outlet 114 and longer than the distance between the second inlet 100 and the third outlet 116. Thus, when the spool portion 82 is sufficiently displaced in the direction of the plunger portion 86, the third recess 144 causes the second outlet 114 to communicate with the second inlet 100 and the fluid at the discharge pressure is transferred to the second inlet 100. To flow through the second outlet 114. This increases the volume and pressure of the fluid acting on the first actuator 74. Similarly, when the spool portion 82 is sufficiently displaced away from the plunger portion 86, the third recess 144 communicates the second inlet 100 with the third outlet 116, and the pump discharge pressure fluid is second. From the inlet 100 to the third outlet 116. This increases the volume and pressure of the fluid acting on the second actuator 72. From the above, when the first and second recesses 136, 140 are aligned with the second and third outlets 114, 116, respectively, the displacement of the spool portion 82 causes the first and second It can be seen that the circulation of the capacity control chamber by the recesses 136 and 140 is controlled. Further, if the third recess 144 is aligned with the second or third outlet 114, 116, respectively, displacement of the spool portion 82 will fill or increase the pilot pressure signal passing through the third recess 144. Is possible.

スプール部分82の変位は、少なくとも部分的には、流体回路の2つの別々の部分からの2つの別々の流体信号によって制御されるのが望ましい。図示のように、ポンプ吐出圧の流体が室98に供給され、プランジャ90の頭部124に作用して、プランジャ90をスプール部分82方向に変位させるように働く。これにより、スプール部分82を変位させようとする力(第1のばね92を通して伝えられる)が働く。この力には、少なくとも部分的には、第2のばね94と流体回路内の第2のポイントからの流体圧力信号とが反力となり、その圧力信号は、スプール部分82の遠位端108及び外側スリーブ88とプランジャ90との間の室104へ加えられ、プランジャ90の頭部124にプランジャ90を外側スリーブ88から離す方向に作用する。スプール部分82の運動は、必要であれば、適切なばね92、94、流体圧信号及び/又は圧力信号が作用するプランジャヘッド124及びスプール部分の端部108の相対表面積を選定することによって制御することができる。弁80の較正を容易にするために、第2のばね94は、第1のばね92の初期すなわち休止圧縮力を制御し、第1のばねがスプール部分82及びプランジャ90に作用する力を制御するように選択されるのが望ましい。   The displacement of the spool portion 82 is desirably controlled, at least in part, by two separate fluid signals from two separate portions of the fluid circuit. As shown, pump discharge pressure fluid is supplied to the chamber 98 and acts on the head 124 of the plunger 90 to actuate the plunger 90 toward the spool portion 82. As a result, a force (transmitted through the first spring 92) is applied to displace the spool portion 82. This force is at least partially counteracted by the second spring 94 and the fluid pressure signal from the second point in the fluid circuit, which pressure signal is the distal end 108 of the spool portion 82 and Applied to the chamber 104 between the outer sleeve 88 and the plunger 90 and acts on the head 124 of the plunger 90 in a direction away from the outer sleeve 88. The movement of the spool portion 82 is controlled, if necessary, by selecting the appropriate springs 92, 94, the plunger head 124 on which the fluid pressure signal and / or pressure signal acts, and the relative surface area of the end 108 of the spool portion. be able to. To facilitate calibration of the valve 80, the second spring 94 controls the initial or resting compression force of the first spring 92 and controls the force that the first spring acts on the spool portion 82 and the plunger 90. It is desirable to be selected.

プランジャ90とスプール部分82に作用する、ばね92、94と流体圧力信号とによって作り出されるこれらの様々な力に応じて、スプール部分82を移動させて所望の凹部を所望の入口又は出口ポートと連通させ、第1の及び第2のアクチュエータ72、74(又は室26a/26b)へ出入りする流体の流れを制御する。更に詳しくは、図5で見て、スプール部分82が下方向に動かされると、第3の凹部144は、第2の入口100と第3の出口116との間を橋絡し、ポンプ10から吐出された加圧流体を第2のアクチュエータ72に導く。スプール部分82のこの運動によって、同時に第2の凹部140が第2の出口114と整列し、第1のアクチュエータ74内の流体の量と圧力が油溜即ちリザーバ112へ出ていくのが望ましい。その結果、格納リング即ち偏心リング20が、第2のアクチュエータ72によってその第1の位置へ向けて動かされ、ポンプ10の容量が増すことになる。図5で見て、スプール部分82が上方向に動かされる場合は、第3の凹部144が、第2の入口100と第2の出口114との間を橋絡し、ポンプの吐出圧の流体を第1のアクチュエータ74に導く。スプール部分82のこの運動によって、好ましくは、同時に第1の凹部136が第3の出口116と整列し、第2のアクチュエータ72内の流体の量と圧力を溜め即ちリザーバ112に排出させる。その結果、格納リング即ち偏心リング20はその第2の位置へ向けて動かされ、ポンプ10の容量が減少することとなる。スプール部分82は、穴84及び出口と共に作動し、所謂「4方向弁」として挙動する。このように、相対的な制御された体積と圧力が、流体回路の2つの異なる部分から取り出された2つの別個の圧力信号によって制御される。図示の実施形態では、第1の圧力信号はポンプ10から吐出される流体であり、第2の圧力信号は下流の流体回路源からのものである。この方法では、ポンプの効率と性能が、より有能な制御を通して改良される。   In response to these various forces created by the springs 92, 94 and the fluid pressure signal acting on the plunger 90 and spool portion 82, the spool portion 82 is moved to communicate the desired recess with the desired inlet or outlet port. And control the flow of fluid to and from the first and second actuators 72, 74 (or chambers 26a / 26b). More specifically, as seen in FIG. 5, when the spool portion 82 is moved downward, the third recess 144 bridges between the second inlet 100 and the third outlet 116, and from the pump 10. The discharged pressurized fluid is guided to the second actuator 72. This movement of the spool portion 82 preferably simultaneously aligns the second recess 140 with the second outlet 114 and allows the amount of fluid and pressure in the first actuator 74 to exit the sump or reservoir 112. As a result, the storage ring or eccentric ring 20 is moved toward its first position by the second actuator 72 and the capacity of the pump 10 is increased. As seen in FIG. 5, when the spool portion 82 is moved upward, the third recess 144 bridges between the second inlet 100 and the second outlet 114, and the pump discharge pressure fluid Is guided to the first actuator 74. This movement of the spool portion 82 preferably simultaneously aligns the first recess 136 with the third outlet 116 and causes the amount and pressure of fluid in the second actuator 72 to accumulate or drain to the reservoir 112. As a result, the storage ring or eccentric ring 20 is moved toward its second position, reducing the capacity of the pump 10. The spool portion 82 operates with a hole 84 and an outlet and behaves as a so-called “4-way valve”. In this way, the relative controlled volume and pressure are controlled by two separate pressure signals taken from two different parts of the fluid circuit. In the illustrated embodiment, the first pressure signal is fluid that is discharged from the pump 10 and the second pressure signal is from a downstream fluid circuit source. In this way, the efficiency and performance of the pump is improved through more capable control.

図9に最も良く示しているように、流体回路内の入口流量弁150は、ポンプ10が、大気圧下ではポンプ10の入口ポート16を流体で満たすには不十分な速度で作動している場合、流体がポンプ吐出圧でポンプ入口16に流れ戻ることを選択的に許容するように設けられている。これによって、キャビテーションが抑えられ、ポンプ10の入口16への流体の流れに関する制限又は流体の位置エネルギーの不足が克服される。これを実現するために、入口流量弁150は、ポンプハウジング22のような本体の穴152内に滑動可能に収容されるスプール型弁でもよく、その穴152はポンプ出口18から吐出される流体と連通している。図示のように、流体回路はポンプ10を備えており、ポンプ出口18は、入口流量弁150を含む穴152と接続されている供給通路156を通ってエンジン潤滑回路154に続いている。流体は、エンジン潤滑回路154の下流でリザーバ112へ戻され、必要であれば、そのような流体の一部は、入口流量弁150へ続くパイロット流体通路158に導かれ、パイロット圧信号を吸入流量弁150に供給する。更に、ばね159を設けて、吸入流量弁150を偏倚してもよい。流体は、リザーバから、入口通路160を通って燃料ポンプ10の入口16へ供給される。入口通路160は、入口流量弁150を含む穴152を通過することができ、本体に対して基本的に流体密封状態を形成する入口流量弁150のランド162によって、供給通路156から分離されている。   As best shown in FIG. 9, the inlet flow valve 150 in the fluid circuit is operating at a rate that the pump 10 is insufficient to fill the inlet port 16 of the pump 10 with fluid under atmospheric pressure. In this case, it is provided to selectively allow fluid to flow back to the pump inlet 16 at the pump discharge pressure. This suppresses cavitation and overcomes limitations on fluid flow to the inlet 16 of the pump 10 or a lack of fluid potential energy. To accomplish this, the inlet flow valve 150 may be a spool-type valve that is slidably received within a bore 152 in the body, such as the pump housing 22, which is connected to the fluid discharged from the pump outlet 18. Communicate. As shown, the fluid circuit includes a pump 10 and the pump outlet 18 continues to the engine lubrication circuit 154 through a supply passage 156 that is connected to a bore 152 that includes an inlet flow valve 150. Fluid is returned to the reservoir 112 downstream of the engine lubrication circuit 154 and, if necessary, a portion of such fluid is directed to the pilot fluid passage 158 that leads to the inlet flow valve 150 to draw the pilot pressure signal into the intake flow rate. Supply to valve 150. Further, a spring 159 may be provided to bias the suction flow valve 150. Fluid is supplied from the reservoir through the inlet passage 160 to the inlet 16 of the fuel pump 10. The inlet passage 160 can pass through a hole 152 that includes an inlet flow valve 150 and is separated from the supply passage 156 by a land 162 of the inlet flow valve 150 that essentially forms a fluid tight seal with the body. .

従って、ポンプ10から吐出される流体は、出口ライン157と連通する通路156によってランド162上に作用し、ばね159と、パイロット流体通路158を通して入口流量弁150に加えられるパイロット圧信号とに対して反対方向に、入口流量弁150を変位させるように働く。ポンプ10から吐出される流体の圧力が十分高くて、ばね及び通路158からのパイロット圧に打ち勝つ場合、図9に示すように、入口流量弁150は、ランド162が大きく動かされて入口通路160を開き、穴152と通路161を通して、供給通路156と入口通路160との間が連通するにするように変位する。このように、ポンプ10から吐出された流体の一部は、上記理由のために、リザーバ112から供給される流体と共に、ポンプ10の入口16へ送り返される。入口16へ吸込まれる加圧流体の流れは、ポンプ入口を過給し、空気又は気体ではなく液体が確実にポンプで押し出されるようにする。これによってキャビテーションが防止され、ポンプの効率と性能が向上する。   Accordingly, the fluid discharged from the pump 10 acts on the land 162 by a passage 156 communicating with the outlet line 157, and against the spring 159 and the pilot pressure signal applied to the inlet flow valve 150 through the pilot fluid passage 158. In the opposite direction, it serves to displace the inlet flow valve 150. If the pressure of the fluid discharged from the pump 10 is sufficiently high to overcome the pilot pressure from the spring and passage 158, the inlet flow valve 150 is moved through the inlet passage 160 by the land 162 being moved significantly, as shown in FIG. Open and displace so that the supply passage 156 and the inlet passage 160 communicate with each other through the hole 152 and the passage 161. Thus, a part of the fluid discharged from the pump 10 is sent back to the inlet 16 of the pump 10 together with the fluid supplied from the reservoir 112 for the above reason. The flow of pressurized fluid drawn into the inlet 16 supercharges the pump inlet and ensures that liquid rather than air or gas is pumped out. This prevents cavitation and improves pump efficiency and performance.

弁150とその過給効果の目的は、利用できる圧力エネルギーを入口での速度エネルギーに変換し、流体速度、従ってポンプの吸引能力を高めることである。
図8Aには、可変容量形ポンプシステムの制御システムに関する別の実施形態を全体的に200で示している。この実施形態では、可変容量形ポンプ210の容量を制御するための制御入力は、制御弁212を通して供給される。エンジンのクランクシャフト速度に応じて一定の流量を作り出す固定容量形ポンプ214が設けられている。固定容量形ポンプは、ジェロータポンプであるのが望ましいが、回転軸の運動によって駆動される他の固定容量形ポンプを用いてもよい。固定容量形ポンプ214と可変容量形ポンプ210とは、エンジンのクランクシャフトに連結された同一軸で駆動してもよく、別々の軸で駆動してもよい。
The purpose of the valve 150 and its supercharging effect is to convert the available pressure energy into velocity energy at the inlet, increasing the fluid velocity and hence the pump's suction capability.
In FIG. 8A, another embodiment of a control system for a variable displacement pump system is shown generally at 200. In this embodiment, a control input for controlling the capacity of the variable displacement pump 210 is supplied through the control valve 212. A fixed displacement pump 214 is provided that produces a constant flow rate according to engine crankshaft speed. The fixed displacement pump is preferably a gerotor pump, but other fixed displacement pumps driven by the movement of the rotating shaft may be used. The fixed displacement pump 214 and the variable displacement pump 210 may be driven by the same shaft connected to the crankshaft of the engine or may be driven by separate shafts.

ポンプ214の出力は、図5の弁82と同様に作動する、弁212を偏倚して運動させるための制御ピストン216と流体連結されている。制御ピストン216は、ばね218によって機械的に接地されており、そのばねは液圧ライン220に沿ったポンプ214からの入力圧によって引き起こされる運動に抗して偏倚する。第2の制御ばね222は、弁212のスプール部分224及びピストン216と作用可能に接続されている。スプール弁224の運動は、第1の側ではエンジン油圧回路228からのパイロットライン226からの液圧によって、別の側では、ばね222からのばね圧によって引き起こされる。ポンプ214の出力圧は、ライン220に沿って伝達され、ばね222及び克服ばね218に圧縮力を加える。更に、出力ライン230は、流体を吸入ポートへ送って、高速エンジン回転時にキャビテーションを防止するのを助けるが、較正圧を制御ピストン216へ供給するための較正流量レジスタ232を有しており、較正圧はエンジン速度に関係付けられている。エンジンの始動時には、ばね234によってポンプ210は最大容量位置にある。ジェロータからの圧力は、ピストン216の位置を定め、ばね222を圧縮する。これによって、弁212に対する調節目標圧が設定される。エンジン回路228内でエンジン圧力が立ち上がり、目標圧力を超えると、パイロット制御ライン226は、デストローク(ストローク減少)位置の方に移動するようにスプール弁224を偏倚し、それによってポンプの容量210が減少し、目標の圧力を達成する。エンジン圧が低ければ、スプール弁は反対の方向に動く。低圧の状況では、ばね222はスプール弁212を、オンストローク(ストローク増加)(on−stroke)位置の方向に動くように偏倚し、それによってポンプの容量210を増大させて、目標の圧力を達成する。ポンプ214からの流れは、吸入ポートに送られ、ポンプに過給効果を与えて、高速エンジン回転時のポンプのキャビテーションを防止するのを助ける。   The output of the pump 214 is fluidly connected to a control piston 216 for biasing and moving the valve 212, which operates similarly to the valve 82 of FIG. The control piston 216 is mechanically grounded by a spring 218 that biases against movement caused by input pressure from the pump 214 along the hydraulic line 220. The second control spring 222 is operatively connected to the spool portion 224 and the piston 216 of the valve 212. The movement of the spool valve 224 is caused by hydraulic pressure from the pilot line 226 from the engine hydraulic circuit 228 on the first side and spring pressure from the spring 222 on the other side. The output pressure of the pump 214 is transmitted along the line 220 and applies a compressive force to the spring 222 and the overcome spring 218. In addition, the output line 230 has a calibration flow register 232 for delivering fluid to the intake port to help prevent cavitation during high speed engine rotation, but to supply calibration pressure to the control piston 216, Pressure is related to engine speed. At engine start-up, spring 234 causes pump 210 to be in the maximum capacity position. The pressure from the gerotor determines the position of the piston 216 and compresses the spring 222. Thereby, the adjustment target pressure for the valve 212 is set. When the engine pressure rises in the engine circuit 228 and exceeds the target pressure, the pilot control line 226 biases the spool valve 224 to move toward the destroke (stroke reduction) position, thereby reducing the pump capacity 210. Reduce and achieve the target pressure. If the engine pressure is low, the spool valve moves in the opposite direction. In low pressure situations, the spring 222 biases the spool valve 212 to move in the direction of the on-stroke position, thereby increasing the pump capacity 210 and achieving the target pressure. To do. The flow from the pump 214 is routed to the suction port, providing a supercharging effect to the pump and helping to prevent pump cavitation during high speed engine rotation.

図8Bに示す実施形態では、油圧システムは図8Aに示すシステムと同じであるが、システムの制御を安定させるため圧力調整弁236が用いられている。本発明のこの実施形態では、弁236は、ライン239からの圧力フィードバックがばね241に対抗して弁236に作用することによって、制御ライン237内に所定の圧力を維持している。従って、ライン237内の圧力が高過ぎると、弁236の流れを制限し、ライン237内の圧力が低過ぎると、弁236が開くことになる。これによって、ポンプ210の制御ピストン又は制御室を作動させる安定したライン圧力が供給される。   In the embodiment shown in FIG. 8B, the hydraulic system is the same as the system shown in FIG. 8A, but a pressure regulating valve 236 is used to stabilize the control of the system. In this embodiment of the invention, valve 236 maintains a predetermined pressure in control line 237 by pressure feedback from line 239 acting on valve 236 against spring 241. Thus, if the pressure in line 237 is too high, the flow of valve 236 will be restricted, and if the pressure in line 237 is too low, valve 236 will open. This provides a stable line pressure that operates the control piston or control chamber of the pump 210.

図9A及び図9Bは、図8Aと同じ構造であるが、吸込み圧に応えて高速エンジン回転時のキャビテーションを防止するのを助けるための、吸入ポートを充填する入口過給弁150が示されている。このように、絞り232を通過するジェロータポンプからの過剰な速度エネルギーを使って、入口の充填を支援している。これは、吐出圧をあり得る吸込みの問題の標示として利用している図11の実施形態とは異なっている。この様に、この実施形態では、入口を過給するのにジェロータポンプと弁150との両方が用いられている。しかし、入口を過給するのに、これらのシステムの内の1つ又はそれ以外を代わりに用いることもできる。ラインBは大気圧に接続されている。吸入過給器弁は低速では作動しないが、吸入ラインD内に真空が立ち上がると、圧力差によって弁が開き、ポンプからの吐出圧を、ラインCを通して吸入ポート16へ送り返す。これは、更に図9Bに示しており、ラインDの真空は、高速エンジン回転時にばね159を圧縮し、ラインAをラインCに接続して、吐出圧の流れが、過給弁を通って素早く入口側へ移動できるようにしている。このように、ラインDとラインBとの間の圧力差がばね159を圧縮し、ポンプの入口への過給器を作動させる。   FIGS. 9A and 9B are the same structure as FIG. 8A but show an inlet supercharging valve 150 filling the suction port to help prevent cavitation during high speed engine rotation in response to suction pressure. Yes. In this way, excess velocity energy from the gerotor pump passing through the restriction 232 is used to assist in filling the inlet. This differs from the embodiment of FIG. 11 which uses the discharge pressure as an indication of possible suction problems. Thus, in this embodiment, both the gerotor pump and the valve 150 are used to supercharge the inlet. However, one or other of these systems could be used instead to supercharge the inlet. Line B is connected to atmospheric pressure. The suction supercharger valve does not operate at a low speed, but when a vacuum rises in the suction line D, the valve opens due to the pressure difference, and the discharge pressure from the pump is sent back to the suction port 16 through the line C. This is further illustrated in FIG. 9B, where the vacuum in line D compresses the spring 159 during high speed engine rotation, connects line A to line C, and the flow of discharge pressure quickly passes through the supercharging valve. It can be moved to the entrance side. Thus, the pressure difference between line D and line B compresses the spring 159 and activates the supercharger to the pump inlet.

図11に示すシステムは、ジェロータの出力が、適所に絞り232が配置されたライン240に沿って単に油溜に送られていること以外は、図9と同じシステムである。
図12に示すシステムは、図9Aで説明したものと同じように作動するが、ピストン216の運動は、オリフィス232aを通過する際の圧力差と、ジェロータポンプからの較正ライン220とによって制御されている。ライン242は出口と接続されている。この方法では、ポンプ214からの油の流れが、普通はエンジンの油圧回路内で用いられる。
The system shown in FIG. 11 is the same system as in FIG. 9 except that the output of the gerotor is simply sent to the sump along a line 240 with a restriction 232 in place.
The system shown in FIG. 12 operates in the same manner as described in FIG. 9A, but the movement of the piston 216 is controlled by the pressure differential as it passes through the orifice 232a and the calibration line 220 from the gerotor pump. ing. Line 242 is connected to the outlet. In this method, the oil flow from the pump 214 is normally used in the engine hydraulic circuit.

図13は、制御ピストン216aが、第1の可変容量形ポンプのばね234に直接作用して直接目標入力を位置ピストン216aに供給する可変目標装置として働く、本発明のある実施形態を示す。このように、ピストン216aの位置が目標を設定する。この実施形態では、ジェロータの較正された出力は、ライン246に沿って出てピストン216aを作動させ、エンジン油圧回路248からのパイロット圧のラインは、可変容量形ポンプのデストローク(de−stroke)側に接続されている。この直接パイロット装置は、ばね234上の可変圧力が、オンストローク(on−stroke)ピストンに対して作用し、ポンプの出力に基づいて直接目標を供給するという点で、幾らか簡単になっている。ポンプをデストローク(de−stroke)させてポンプの容量を減少させるために加えられる圧力248には、ばね234が対抗する。ジェロータ214の出力は、216aに加えられ、ばね234の圧縮力を増加又は減少させる。これは、容量の減少が始まる圧力を変化させることになる。従って、エンジン速度が上がるにつれて、ピストン216aがばね234に加える圧力が大きくなり、その結果、ポンプの容量を減少させるための回路248に必要な圧力が上がる。   FIG. 13 shows an embodiment of the present invention in which the control piston 216a acts as a variable target device that acts directly on the first variable displacement pump spring 234 to provide a direct target input to the position piston 216a. Thus, the position of the piston 216a sets a target. In this embodiment, the gerotor's calibrated output exits along line 246 to actuate piston 216a, and the pilot pressure line from engine hydraulic circuit 248 is de-stroked to the variable displacement pump. Connected to the side. This direct pilot system is somewhat simple in that the variable pressure on the spring 234 acts on the on-stroke piston and supplies the target directly based on the pump output. . The spring 234 counteracts the pressure 248 applied to de-stroke the pump and reduce the pump capacity. The output of gerotor 214 is applied to 216a, increasing or decreasing the compression force of spring 234. This will change the pressure at which the capacity begins to decrease. Thus, as the engine speed increases, the pressure that the piston 216a applies to the spring 234 increases, resulting in an increase in the pressure required for the circuit 248 to reduce the pump capacity.

図14は、図11に概略的に示すような、本発明によるポンプ本体の断面図である。図14では、可変目標ピストンの別の実施形態を示している。この実施形態では、ジェロータポンプ310は、可変目標ピストン組立体312と連動し、その可変目標ピストン組立体312は、外側部分334aと内側部分334を含んでおり、エンジン316の油圧回路と流体接続されている流量制御弁314を動かすための部材として働く。弁314が作動すると、制御室320及び322を満たすか或いは空にすることにより、ポンプの偏心リング318を動かす。偏心リング318は、ばね324により最大容量位置に向けて付勢されている。室320は、容量増加油圧ライン326と接続されており、室322は容量減少ライン328と接続されている。更に、ベーンポンプからの吐出流は、ライン330によって弁へ送られ、油圧制御圧力を室322及び320へ供給する。目標ピストン312は、弁314に向けてピストン組立体312に予め押圧力を加える予備負荷ばね332を含んでいる。第2のばね336は、ピストン組立体312をばね332とは反対方向に付勢するために、スペーサー340に対して接地されている。作動ばね342は、第1の側面でピストン組立体312に対して接地されており、弁314の収容領域344に対して作用している。弁作動室346は、弁314を、ピストン組立体312に向かう方向に運動させるように付勢し、一方、ジェロータポンプからの圧力がライン350によって室348に入力されると、ばね342及び336を圧縮して、弁314を反対方向に押すように働く。(他の実施形態と比較して)第3の制御ばね332を追加すると、異なる目標圧力対エンジン速度特性の関係を、他の実施形態よりも低速で得ることができる。速度が増すと、ジェロータ圧力は、ばね342から弁314へ加えられるばね圧縮力と共に、弁314の所定の所望目標を設定する。エンジンオイル回路から室346へ入るフィードバック圧力は、弁314を動かして、所望の目標油圧を達成する。このように、油圧に対する弁の目標は、ジェロータポンプの出力圧、又はばね342によって設定され、エンジン回路油圧は、4方向スプール弁314の運動によって設定される。スプール弁は、室346に向かって動くときに、ポンプの容量を増大させ、エンジン油圧入力からの油圧が目標より大きくなると、スプール弁314は、ばね342に抗してピストン312に向けて動かされ、その結果、正しい目標圧力が得られ、弁が図示の様式に配置されるまで、弁314が容量減少ラインへと動かされる。通路348と350は、容量減少ライン又は容量増加ラインのどちらかから、室352へ排出し、更に通路354を通して排出できるようにする。この実施形態では、初期予荷重ばね332が、エンジン速度の低速端における高い目標圧力を与える。   14 is a cross-sectional view of a pump body according to the present invention as schematically shown in FIG. FIG. 14 shows another embodiment of the variable target piston. In this embodiment, the gerotor pump 310 is associated with a variable target piston assembly 312 that includes an outer portion 334a and an inner portion 334 that are in fluid communication with the hydraulic circuit of the engine 316. It serves as a member for moving the flow rate control valve 314 that is provided. Actuation of valve 314 moves pump eccentric ring 318 by filling or emptying control chambers 320 and 322. The eccentric ring 318 is biased toward the maximum capacity position by a spring 324. The chamber 320 is connected to the capacity increasing hydraulic line 326, and the chamber 322 is connected to the capacity decreasing line 328. In addition, the discharge flow from the vane pump is sent to the valve by line 330 to supply hydraulic control pressure to chambers 322 and 320. The target piston 312 includes a preload spring 332 that pre-presses the piston assembly 312 toward the valve 314. The second spring 336 is grounded to the spacer 340 to bias the piston assembly 312 in the opposite direction to the spring 332. The actuating spring 342 is grounded to the piston assembly 312 on the first side and acts on the receiving area 344 of the valve 314. Valve actuation chamber 346 urges valve 314 to move in a direction toward piston assembly 312, while springs 342 and 336 when pressure from the gerotor pump is input to chamber 348 by line 350. And act to push the valve 314 in the opposite direction. By adding a third control spring 332 (compared to other embodiments), a different target pressure versus engine speed characteristic relationship can be obtained at a lower speed than in other embodiments. As speed increases, the gerotor pressure, together with the spring compression force applied from spring 342 to valve 314, sets a predetermined desired target for valve 314. The feedback pressure entering the chamber 346 from the engine oil circuit moves the valve 314 to achieve the desired target oil pressure. Thus, the valve target for hydraulic pressure is set by the output pressure of the gerotor pump or the spring 342, and the engine circuit hydraulic pressure is set by the movement of the four-way spool valve 314. As the spool valve moves toward the chamber 346, it increases the capacity of the pump, and when the hydraulic pressure from the engine hydraulic input becomes greater than the target, the spool valve 314 is moved toward the piston 312 against the spring 342. As a result, the valve 314 is moved to the volume reduction line until the correct target pressure is obtained and the valve is placed in the manner shown. Passages 348 and 350 allow discharge from either the volume decrease line or the volume increase line to chamber 352 and further through path 354. In this embodiment, the initial preload spring 332 provides a high target pressure at the low end of engine speed.

図15によれば、図14に示される要素と同じ要素には400代の数字を使用し下2桁は同じ番号を付して示されている。
図15に示される実施例において、全体を456で示されるソレノイド弁は、ジェロータポンプ410の出力ライン450からの流れを調節するために使用される。ソレノイド弁456は、ソレノイド部分458と弁部分460とを備えている。ソレノイド弁456は、オフ位置460a及び溜への弁位置460bを有する2位置弁である。したがって、もし室448内により低いジェロータポンプ圧力が要望されると決定されたとき、ソレノイド458が動作されてジェロータポンプ圧力がライン462を介して溜に逃がされ得る。これにより、可変目標ピストン制御の調節曲線が、圧力流体を充填するジェロータポンプからの出力対ジェロータポンプの速度特性に基づいて、変化される。このように、この実施例において、予め決められたエンジンの状態に基づいて弁を動作することにより、利用され得る第2の目標曲線が提供される。ポンプのこれらの既知の条件に基づいて、エンジン制御ユニットは、所望の目標油圧を与えるために、ソレノイド弁のいずれかの位置を利用することができる。
According to FIG. 15, the same elements as those shown in FIG. 14 are represented by numbers in the 400s, and the last two digits are given the same numbers.
In the embodiment shown in FIG. 15, a solenoid valve, generally designated 456, is used to regulate the flow from the output line 450 of the gerotor pump 410. The solenoid valve 456 includes a solenoid portion 458 and a valve portion 460. The solenoid valve 456 is a two-position valve having an off position 460a and a valve position 460b to the reservoir. Thus, if it is determined that a lower gerotor pump pressure in chamber 448 is desired, solenoid 458 may be operated to allow gerotor pump pressure to escape to reservoir via line 462. Thereby, the adjustment curve of the variable target piston control is changed based on the output from the gerotor pump filling the pressure fluid versus the speed characteristic of the gerotor pump. Thus, in this embodiment, operating the valve based on a predetermined engine condition provides a second target curve that may be utilized. Based on these known conditions of the pump, the engine control unit can utilize any position of the solenoid valve to provide the desired target oil pressure.

従って、本発明のポンプシステムは、ポンプの設計と作動を容易にし、ポンプの作動パラメータ及び出力の制御を格段に改良できるようにし、全体的なポンプの性能と効率を向上させる多くの特徴を含んでいる。本発明のベーンポンプは、全ての速度で内燃機関の潤滑に関する様々な要件を満たすことができる。勿論、ベーンポンプは、動力伝達及びその他の流体分配装置に利用することもできる。   Thus, the pump system of the present invention includes many features that facilitate pump design and operation, allow significant improvement in pump operating parameters and output control, and improve overall pump performance and efficiency. It is out. The vane pump of the present invention can satisfy various requirements regarding the lubrication of an internal combustion engine at all speeds. Of course, the vane pump can also be used for power transmission and other fluid distribution devices.

最後に、以上、本発明の好適な実施形態を本明細書で詳しく説明してきたが、本発明の範囲は、上記請求項によって定義されるものである。完全に本発明の精神及び範囲内に属する、本発明のポンプに関わる修正及び応用は、当業者には自明であろう。   Finally, while the preferred embodiments of the present invention have been described in detail herein, the scope of the present invention is defined by the appended claims. Modifications and applications relating to the pump of the present invention which are entirely within the spirit and scope of the present invention will be apparent to those skilled in the art.

ローター12と、付帯する被駆動ベーン14とを有する可変容量形ベーンポンプ10を示す。1 shows a variable displacement vane pump 10 having a rotor 12 and an accompanying driven vane 14. 図1のベーンポンプの斜視図であり、サイドプレートを取り外してポンプの内部構成要素を示している。FIG. 2 is a perspective view of the vane pump of FIG. 1 with the side plates removed to show the internal components of the pump. 図2のポンプの平面図であり、格納リング即ち偏心リングがゼロ容量位置にあるところを示している。FIG. 3 is a plan view of the pump of FIG. 2 showing the storage ring or eccentric ring in the zero capacity position. 図2のポンプの平面図であり、格納リング即ち偏心リングが最大容量位置にあるところを示している。FIG. 3 is a plan view of the pump of FIG. 2 showing the storage ring or eccentric ring in the maximum capacity position. 本発明の1つの態様による、ポンプの格納リング即ち偏心リングを回転させる可変目標双パイロット調整弁の概略断面図である。1 is a schematic cross-sectional view of a variable target bi-pilot regulating valve that rotates a pump storage ring or eccentric ring according to one aspect of the present invention. 本発明によるローター及びベーンの一部を示す、拡大部分断面図である。FIG. 3 is an enlarged partial cross-sectional view showing a portion of a rotor and vanes according to the present invention. ベーンがローターのスロット内で傾斜しているときの、ベーンとローターの間のシールを示している、ローター及びベーンの拡大部分断面図である。FIG. 5 is an enlarged partial cross-sectional view of the rotor and vane showing the seal between the vane and the rotor when the vane is tilted within the slot of the rotor. 3方向調整弁を含む、本発明のある実施形態のベーンポンプの油圧回路の概略図である。1 is a schematic diagram of a hydraulic circuit of a vane pump of an embodiment of the present invention including a three-way regulating valve. FIG. エンジン速度調整可変目標弁を含む、図8の油圧回路の概略図である。FIG. 9 is a schematic diagram of the hydraulic circuit of FIG. 8 including an engine speed adjustment variable target valve. 図8Aと同じ油圧回路の概略図であるが、ポンプ制御システム内の圧力減少弁を示している。FIG. 8B is a schematic diagram of the same hydraulic circuit as FIG. 8A, but showing a pressure reducing valve in the pump control system. 3方向調整弁とキャビテーション抑止弁を含んでいる、本発明によるベーンポンプの油圧回路の概略図である。1 is a schematic diagram of a hydraulic circuit of a vane pump according to the present invention including a three-way regulating valve and a cavitation suppression valve. エンジン速度調整可変目標弁を含んでいる、図11の油圧回路の概略図であり、FIG. 12 is a schematic diagram of the hydraulic circuit of FIG. 11 including an engine speed adjustment variable target valve; キャビテーション抑止弁の断面の概略図である。It is the schematic of the cross section of a cavitation suppression valve. ベーンポンプの格納リング即ち偏心リングの線図であり、ゼロ容量位置と最大容量位置を示している。FIG. 3 is a diagram of a vane pump storage ring or eccentric ring showing a zero capacity position and a maximum capacity position. 図9Aと同様な油圧回路の概略図であるが、ジェロータパイロット出力が油溜に接続されている状態を示している。FIG. 9B is a schematic diagram of a hydraulic circuit similar to FIG. 9A, but showing a state where the gerotor pilot output is connected to the oil reservoir. 図9Aと同様な油圧回路の概略図であるが、エンジンオイル調整システムがジェロータポンプから吐出ポートへの出力を含んでおり、ジェロータ出力とベーン型ポンプ出力との間の差圧を使って、可変目標流量制御弁の目標設定を制御している状態を示している。FIG. 9B is a schematic diagram of a hydraulic circuit similar to FIG. 9A, except that the engine oil regulation system includes an output from the gerotor pump to the discharge port and uses the differential pressure between the gerotor output and the vane pump output, The state which is controlling the target setting of the variable target flow control valve is shown. 流量制御弁に依らないエンジン速度制御可変目標調整を示す油圧回路の概略図である。It is the schematic of the hydraulic circuit which shows the engine speed control variable target adjustment not depending on a flow control valve. 偏心リングに直接作用する油圧制御圧力による可変目標制御を用いている、図9に示す本発明の実施形態の断面図である。FIG. 10 is a cross-sectional view of the embodiment of the present invention shown in FIG. 9 using variable target control with hydraulic control pressure acting directly on the eccentric ring. 本発明の代わりの実施例の液圧回路図であって、入口キャビテーション装置がないが、ジェロータポンプの出力圧力を計測するための、ソレノイド作動弁を備える図4及び図14と似た実施例を示す図である。FIG. 4 is a hydraulic circuit diagram of an alternative embodiment of the present invention, similar to FIGS. 4 and 14 but without an inlet cavitation device but with a solenoid operated valve for measuring the output pressure of the gerotor pump. FIG.

符号の説明Explanation of symbols

10 可変容量形ベーンポンプ 12 ローター
14 ベーン 16 入口
18 出口 20 格納リング即ち偏心リング
22 ハウジング 24 中央胴体
26 室 34 内側表面
40 シール 42 溝
52 駆動軸 54 スロット
70 流体ポンプ室 72、74 制御ピストン
76 ピボット軸 80 制御弁
DESCRIPTION OF SYMBOLS 10 Variable displacement type vane pump 12 Rotor 14 Vane 16 Inlet 18 Outlet 20 Storage ring or eccentric ring 22 Housing 24 Central fuselage 26 Chamber 34 Inner surface 40 Seal 42 Groove 52 Drive shaft 54 Slot 70 Fluid pump chamber 72, 74 Control piston 76 Pivot shaft 80 Control valve

Claims (20)

  1. 可変速度回転軸と油圧回路とを有する装置の潤滑を行うための潤滑油ポンプシステムにおいて、
    制御入力に応じて可変的に調節可能な可変容量ポンプと、
    前記可変速度回転軸と作動可能に接続されているジェロータポンプであって、出力が、前記軸の速度に応じて前記可変容量ポンプの容量を変えるための、前記軸の速度の作動信号特性を提供するジェロータポンプと、
    前記ジェロータポンプの作動信号特性を選択的に調節するように前記ジェロータポンプの出力の流れを調節するためのソレノイド弁と、
    を備えている潤滑油ポンプシステム。
    In a lubricating oil pump system for lubricating a device having a variable speed rotating shaft and a hydraulic circuit,
    A variable displacement pump variably adjustable according to the control input;
    A gerotor pump operably connected to the variable speed rotating shaft, the output providing an operating signal characteristic of the speed of the shaft for changing the capacity of the variable capacity pump in response to the speed of the shaft. A gerotor pump
    A solenoid valve for regulating the flow of output of the gerotor pump as selectively adjusting the actuation signal characteristics of the gerotor pump,
    Equipped with a lubricating oil pump system.
  2. 前記可変容量ポンプと前記ジェロータポンプとは、同じ回転軸によって駆動される、請求項1に記載の潤滑油ポンプシステム。 The lubricating oil pump system according to claim 1, wherein the variable displacement pump and the gerotor pump are driven by the same rotating shaft.
  3. 前記可変容量ポンプは、前記制御入力に応じてポンプの容量を変えるための偏心リングを備えたベーンポンプである、請求項1に記載の潤滑油ポンプシステム。   The lubricating oil pump system according to claim 1, wherein the variable displacement pump is a vane pump having an eccentric ring for changing a displacement of the pump in accordance with the control input.
  4. 前記ジェロータポンプの出力は、ポンプ駆動速度を前記制御入力として示す較正された圧力信号を提供するための較正された流量抵抗を有する、請求項3に記載の潤滑油ポンプシステム。 4. The lubricant pump system of claim 3, wherein the gerotor pump output has a calibrated flow resistance to provide a calibrated pressure signal indicative of pump drive speed as the control input.
  5. 制御ピストンが穴内に配置されており、前記制御入力からの圧力は前記制御ピストンを第1の側に配置するように作用し、接地されたばねの力は前記制御ピストンを第2の側に配置するように作用し、前記穴内の位置は調整システムの基準として作用して、油圧回路内に所定の調整目標圧力を提供する、請求項4に記載の潤滑油ポンプシステム。   A control piston is disposed in the bore, the pressure from the control input acts to place the control piston on the first side, and a grounded spring force places the control piston on the second side. The lubricating oil pump system of claim 4, wherein the position in the bore acts as a reference for an adjustment system to provide a predetermined adjustment target pressure in the hydraulic circuit.
  6. 多機能弁は、前記多機能弁に第1の方向に作用する前記制御ピストン及び前記多機能弁に第2の方向に作用するエンジンのオイル回路からの圧力入力に応答して、加圧流体を、前記可変容量ポンプの吐出量増加アクチュエータ又は吐出量減少アクチュエータに流すことによって、前記可変容量ポンプの吐出量を変える、請求項5に記載の潤滑油ポンプシステム。   The multi-function valve is responsive to pressure inputs from the control piston acting on the multi-function valve in a first direction and an oil circuit of the engine acting on the multi-function valve in a second direction. The lubricating oil pump system according to claim 5, wherein the discharge amount of the variable displacement pump is changed by flowing the discharge amount increase actuator or the discharge amount decrease actuator of the variable displacement pump.
  7. 前記多機能弁は、前記制御ピストンとスプール弁との間に接続されている偏倚ばねを有する前記スプール弁であり、前記制御ピストンは、前記ジェロータポンプからの制御入力に応答して目標調整圧力を増加するために、前記ばねを圧縮して前記スプール弁を偏倚し、前記スプール弁は、流体の制御流を前記可変容量ポンプのアクチュエータに流すための通路を有しており、エンジンの油圧回路からの制御信号は、所定の目標圧力を求めるために、前記偏倚ばねに抗して前記スプール弁に作用する、請求項6に記載の潤滑油ポンプシステム。 The multi-function valve is the spool valve having a bias spring connected between the control piston and a spool valve, and the control piston has a target adjustment pressure in response to a control input from the gerotor pump. In order to increase, the spring is compressed to bias the spool valve, and the spool valve has a passage for flowing a control flow of fluid to the actuator of the variable displacement pump, from the engine hydraulic circuit. The lubricating oil pump system according to claim 6, wherein the control signal acts on the spool valve against the bias spring to obtain a predetermined target pressure.
  8. 前記可変容量ポンプは、前記可変容量ポンプの吐出量を変えるための可動な偏心リングを含むベーンポンプであり、前記流体の制御流は、前記制御ピストン及び前記偏倚ばねの位置により設定される目標に依って、吐出量増加制御経路又は吐出量減少制御経路のどちらかに動かすために、前記偏心リングに直接作用する、請求項7に記載の潤滑油ポンプシステム。   The variable displacement pump is a vane pump including a movable eccentric ring for changing the discharge amount of the variable displacement pump, and the control flow of the fluid depends on a target set by the positions of the control piston and the bias spring. The lubricating oil pump system according to claim 7, wherein the lubricant pump system directly acts on the eccentric ring to move to either the discharge amount increase control path or the discharge amount decrease control path.
  9. 一対の液圧ピストンが前記リングを作動させ、前記多機能弁は、前記偏心リングを動かして吐出量を増大又は減少させるために、前記一対の液圧ピストンを介して入力を供給し、前記偏心リングの移動が、前記ジェロータポンプによって設定された目標調整圧力を求めるために前記多機能弁を動かすように、前記ジェロータポンプからの変化する目標入力及び前記オイル回路の圧力に応答する、請求項7に記載の潤滑油ポンプシステム。 A pair of hydraulic pistons actuate the ring, and the multi-function valve supplies input via the pair of hydraulic pistons to move the eccentric ring to increase or decrease the discharge rate, and the eccentricity ring movement is to move the multifunction valve to determine the target regulated pressure set by the gerotor pump, responsive to the pressure of the target input and the oil circuit changes from the gerotor pump, according to claim 7 Lubricating oil pump system as described in.
  10. 前記偏心リングは、前記可変容量ポンプの吐出量を制御するために前記多機能弁からの作動圧力により圧縮されるばねによって最大容量に向けて動くように偏倚される、請求項8に記載の潤滑油ポンプシステム。   9. Lubrication according to claim 8, wherein the eccentric ring is biased to move toward maximum capacity by a spring that is compressed by operating pressure from the multi-function valve to control the discharge volume of the variable displacement pump. Oil pump system.
  11. 制御ピストンを予め偏倚して、初期エンジン始動の間に高い目標圧力を提供するために、予備負荷ばねが設けられている、請求項5に記載の潤滑油ポンプシステム。   The lubricating oil pump system of claim 5, wherein a preload spring is provided to pre-bias the control piston to provide a high target pressure during initial engine start.
  12. 前記制御ピストンに接続され、制御アクチュエータに向かって圧縮されている偏倚ばねを更に備えており、前記制御ピストンの位置が、前記可変容量ポンプの吐出量を調整する目標を作り出すための位置基準を作るようになっている、請求項5に記載の潤滑油ポンプシステム。 A biasing spring connected to the control piston and compressed toward the control actuator, wherein the position of the control piston creates a position reference for creating a target for adjusting the discharge of the variable displacement pump; The lubricating oil pump system according to claim 5, which is configured as described above.
  13. 前記制御アクチュエータは、前記偏心リングと接触している制御ピストンであり、前記エンジンオイル回路からの制御圧力は、前記制御ピストンに対して、前記偏心リングの反対側から作用するようになっている、請求項12に記載の潤滑油ポンプシステム。   The control actuator is a control piston in contact with the eccentric ring, and a control pressure from the engine oil circuit is applied to the control piston from the opposite side of the eccentric ring. The lubricating oil pump system according to claim 12.
  14. 前記制御アクチュエータへ流れる制御流は、前記可変容量ポンプの吐出ラインからの流れである、請求項7に記載の潤滑油ポンプシステム。   The lubricating oil pump system according to claim 7, wherein the control flow flowing to the control actuator is a flow from a discharge line of the variable displacement pump.
  15. バイパス弁が前記吐出ラインの圧力を制御する、請求項14に記載の潤滑油ポンプシステム。 The lubricating oil pump system of claim 14, wherein a bypass valve controls the pressure in the discharge line.
  16. 前記ジェロータポンプの出力の一部は、入力流量を過給するために、前記可変容量ポンプの入口に導かれる、請求項1に記載の潤滑油ポンプシステム。 The lubricating oil pump system of claim 1, wherein a portion of the output of the gerotor pump is directed to an inlet of the variable displacement pump to supercharge an input flow rate.
  17. 前記ジェロータポンプの出力の一部は、油溜に導かれる、請求項1に記載の潤滑油ポンプシステム。 The lubricating oil pump system according to claim 1, wherein a part of the output of the gerotor pump is led to an oil reservoir.
  18. 前記ソレノイド弁が、潤滑溜への前記ジェロータポンプの出力の追加の逃がし領域を選択的に与えるために使用され、前記スプール弁の関数として第2の可変の目標圧力特性を与えるために前記制御入力の入力圧力を減少する、請求項7に記載の潤滑油ポンプシステム。 The solenoid valve is used to provide additional relief area of the output of the gerotor pump of the lubrication reservoir Optionally, said control input to provide a target pressure characteristic of the second variable as a function of the spool valve The lubricating oil pump system of claim 7, wherein the input pressure is reduced.
  19. 前記ソレノイド弁がソレノイド部分によって制御される、請求項18に記載の潤滑油ポンプシステム。 The lubricating oil pump system of claim 18, wherein the solenoid valve is controlled by a solenoid portion .
  20. ソレノイド制御弁が潤滑溜に逃がす請求項19に記載の潤滑油ポンプシステム。   The lubricating oil pump system of claim 19, wherein the solenoid control valve escapes to the lubrication reservoir.
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Families Citing this family (24)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
AT453783T (en) * 2005-10-14 2010-01-15 Renault Trucks Lubrication system and such a system comprising a combustion engine
GB0611044D0 (en) * 2006-06-05 2006-07-12 Wabco Automotive Uk Ltd Multiple inlet pump
US8562316B2 (en) * 2007-09-20 2013-10-22 Hitachi, Ltd. Variable capacity vane pump
US7931124B2 (en) * 2007-12-12 2011-04-26 United Technologies Corporation On-demand lubrication system and method for improved flow management and containment
US7798282B2 (en) * 2008-03-04 2010-09-21 Ford Global Technologies, Llc Power assisted steering system
KR101509759B1 (en) * 2008-10-02 2015-04-06 현대자동차주식회사 Decision Method For Spouting of Oil Pressure in Engine
WO2010123556A2 (en) 2009-04-21 2010-10-28 Slw Automotive Inc. Vane pump with improved rotor and vane extension ring
US9033681B2 (en) * 2009-10-21 2015-05-19 Gm Global Technology Operations, Llc Control valve body with integrated pump for automatic transmissions
GB2486195A (en) * 2010-12-06 2012-06-13 Gm Global Tech Operations Inc Method of Operating an I.C. Engine Variable Displacement Oil Pump by Measurement of Metal Temperature
WO2012113437A1 (en) * 2011-02-21 2012-08-30 Pierburg Pump Technology Gmbh A variable displacement lubricant pump with a pressure control valve having a preload control arrangement
DE112012001982A5 (en) * 2011-05-05 2014-01-30 Ixetic Bad Homburg Gmbh variable
DE102011083278A1 (en) * 2011-09-23 2013-03-28 Mahle International Gmbh Lubrication system for lubricating e.g. internal combustion engine used in motor vehicle, has control valve that is opened or closed based on lubricant pressure of orifice
KR101301406B1 (en) * 2011-11-02 2013-08-28 영신정공 주식회사 Mechanically multi-staged variable Vane Pump for the Engine Oil
WO2014187503A1 (en) * 2013-05-24 2014-11-27 Pierburg Pump Technology Gmbh Variable displacement lubricant pump
JP6123575B2 (en) * 2013-08-22 2017-05-10 マツダ株式会社 Multi-cylinder engine controller
JP6217236B2 (en) * 2013-08-22 2017-10-25 マツダ株式会社 Control device and control method for multi-cylinder engine
JP6094547B2 (en) * 2014-08-29 2017-03-15 マツダ株式会社 Engine oil supply device
WO2016055082A1 (en) * 2014-10-09 2016-04-14 Volvo Truck Corporation An oil pump assembly for a vehicle lubrication system
JP6107884B2 (en) * 2015-05-28 2017-04-05 マツダ株式会社 Engine oil pump control device
CN105134588A (en) * 2015-08-31 2015-12-09 中国重汽集团成都王牌商用车有限公司 Speed-sensitive variable vane pump
US10392977B2 (en) * 2016-02-11 2019-08-27 Slw Automotive Inc. Automotive lubricant pumping system with two piece relief valve
JP6745132B2 (en) * 2016-04-27 2020-08-26 株式会社ミクニ Compound pump
US10865670B2 (en) * 2017-10-24 2020-12-15 Ford Global Technologies, Llc Engine variable oil pump diagnostic method
US20190195095A1 (en) * 2017-12-22 2019-06-27 Ford Global Technologies, Llc Engine variable oil pump diagnostic method

Family Cites Families (126)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US450818A (en) * 1891-04-21 Charles it
US2716946A (en) 1952-10-14 1955-09-06 Schwitzer Cummins Company Hydraulic control system
US3011308A (en) 1956-01-04 1961-12-05 Thompson Ramo Wooldridge Inc Fuel and afterburner pump system
US3204859A (en) 1964-01-06 1965-09-07 Cooper Bessemer Corp Gas compressor system
BE794115A (en) * 1971-03-24 1973-05-16 Caterpillar Tractor Co Summing valve device
US3771921A (en) 1972-08-23 1973-11-13 Gen Motors Corp Reactor air pump drive system
DE2357182C2 (en) 1973-11-16 1985-05-23 Mannesmann Rexroth Gmbh, 8770 Lohr, De
GB1488670A (en) 1974-02-01 1977-10-12 Cav Ltd Fuel injection pumping apparatus
IT1026478B (en) 1974-02-06 1978-09-20 Daimler Benz Ag Vane capsulism in particular vane pump for liquids
DE2516765C3 (en) * 1975-04-16 1985-12-05 Mannesmann Rexroth Gmbh, 8770 Lohr, De
US4325215A (en) * 1977-03-10 1982-04-20 Teijin Seiki Company Limited Hydraulic apparatus
US4222718A (en) 1978-03-09 1980-09-16 Rexnord Inc. Linear motion thrust block for hydraulic pumps and motors
US4342545A (en) * 1978-07-24 1982-08-03 General Motors Corporation Variable displacement pump
US4259039A (en) 1979-03-20 1981-03-31 Integral Hydraulic & Co. Adjustable volume vane-type pump
DE2932672C2 (en) 1979-08-11 1989-03-09 Daimler-Benz Ag, 7000 Stuttgart, De
US4236595A (en) 1979-08-17 1980-12-02 Parno Corp. Auxiliary drive system
DE2935938C2 (en) 1979-09-06 1984-03-22 Audi Nsu Auto Union Ag, 7107 Neckarsulm, De
US4292805A (en) 1979-09-24 1981-10-06 Rexnord Inc. Servo-valve convertible construction
DE2940112A1 (en) 1979-10-03 1981-04-16 Daimler Benz Ag PRESSURE CONTROLLER
US4348159A (en) 1980-01-07 1982-09-07 Rexnord Inc. Convertible pump servo-valve control
US4378200A (en) * 1980-09-04 1983-03-29 Vickers, Incorporated Power transmission
DE3118576A1 (en) 1981-05-11 1982-12-02 Rexroth Mannesmann Gmbh CONTROL DEVICE FOR A PUMP
US4369743A (en) 1981-09-22 1983-01-25 Outboard Marine Corporation Electronic lubricant metering system
JPH0125912B2 (en) 1981-12-22 1989-05-19 Toyoda Machine Works Ltd
DE3230432A1 (en) 1982-08-16 1984-02-16 Volkswagenwerk Ag Hydraulic servo arrangement
SE457010B (en) 1983-09-17 1988-11-21 Glyco Antriebstechnik Gmbh ADJUSTABLE LUBRICANT PUMP
DE3238650A1 (en) 1982-10-19 1984-04-19 Volkswagenwerk Ag Arrangement for the delivery of lubricating oil in an engine, in particular an internal combustion engine
US4510962A (en) 1983-06-30 1985-04-16 Borg-Warner Corporation Precise pressure regulator for a variable output pump
JPH0361065B2 (en) 1983-10-06 1991-09-18 Nissan Motor
US4531898A (en) 1983-12-13 1985-07-30 Nissan Motor Co., Ltd. Control system for a vane type variable displacement pump
IT1167695B (en) 1983-12-23 1987-05-13 Atos Oleodinamica Spa Volumetric vane pump with variable displacement for hydraulic fluid drive
JPS6361590B2 (en) * 1984-03-01 1988-11-29
JPS6188056A (en) 1984-10-08 1986-05-06 Toyota Motor Corp Method of controlling oil pump of automatic speed change gear
US4710106A (en) 1984-11-26 1987-12-01 Nippondenso Co., Ltd. Volume controlling device for variable volume pump
US4738330A (en) 1985-03-22 1988-04-19 Nippondenso Co., Ltd. Hydraulic drive system for use with vehicle power steering pump
DE3621720A1 (en) 1985-07-06 1987-01-08 Volkswagen Ag Compressed gas-operated oil pump
DE3528651A1 (en) 1985-08-09 1987-02-19 Rohs Hans Guenther Prof Dr Ing GEAR PUMP
DE3543151C2 (en) 1985-08-16 1987-07-23 Daimler-Benz Ag, 7000 Stuttgart, De
US4774918A (en) 1986-01-24 1988-10-04 Mazda Motor Corporation Engine lubricating system
FR2597546B1 (en) 1986-04-18 1993-06-11 Volkswagen Ag Dispensing of lubricating and / or cooling oil for a machine, particularly an internal combustion engine
DE3711792A1 (en) 1986-04-18 1987-10-22 Volkswagen Ag Lubricating and/or cooling oil supply for an engine, especially an internal combustion engine
DE3623676C2 (en) 1986-07-12 1989-08-10 Daimler-Benz Aktiengesellschaft, 7000 Stuttgart, De
DE3729545C2 (en) 1986-09-17 1997-07-31 Volkswagen Ag Oil pan for an internal combustion engine containing a valve train and a crank train
DE3641338A1 (en) 1986-12-03 1988-09-22 Bbc Brown Boveri & Cie DEVICE FOR GENERATING DEFINED TURNS IN A MECHANICAL GEARBOX
DE3742315A1 (en) 1987-01-17 1988-07-28 Volkswagen Ag Lubricating-medium and/or cooling-medium tank arrangement, especially for an internal-combustion engine
US4850269A (en) 1987-06-26 1989-07-25 Aquatec, Inc. Low pressure, high efficiency carbonator and method
DE3824398C2 (en) 1987-07-23 1993-11-18 Barmag Barmer Maschf Lubricating oil pump
DE3726926C1 (en) 1987-08-13 1989-02-02 Ulrich Dr-Ing Rohs Device for changing the temporal flow rate of a liquid damping agent in a torsional vibration damper
DE3840909A1 (en) 1987-12-17 1989-06-29 Volkswagen Ag Gear pump with delivery rate control
DE3925249C2 (en) 1988-08-22 1995-08-17 Volkswagen Ag Pump arrangement with a pressure relief valve
JPH0290306U (en) 1988-12-27 1990-07-18
US5017098A (en) 1989-03-03 1991-05-21 Vickers, Incorporated Power transmission
JPH033905A (en) 1989-05-16 1991-01-10 Volkswagen Ag <Vw> Vertical motion valve, specially valve drive gear for load alternating valve of internal combustion engine
US5067454A (en) 1989-06-14 1991-11-26 Avco Corporation Self compensating flow control lubrication system
DE3921715A1 (en) 1989-07-01 1991-01-10 Porsche Ag DEVICE FOR DRIVING TWO OIL PUMPS ON A PISTON PISTON INTERNAL COMBUSTION ENGINE
DE3922829C2 (en) 1989-07-08 1993-02-11 Mannesmann Rexroth Gmbh, 8770 Lohr, De
DE4026480C2 (en) 1989-08-31 1998-07-23 Volkswagen Ag Camshaft, in particular for charge exchange valves of an internal combustion engine, with at least one swivel cam
JP2788774B2 (en) 1989-12-27 1998-08-20 トヨタ自動車株式会社 Variable displacement vane pump
DE4037803A1 (en) 1990-02-28 1991-08-29 Volkswagen Ag LUBRICATION AND / OR COOLING OIL SUPPLY FOR A MACHINE, ESPECIALLY A INTERNAL COMBUSTION ENGINE
US5101789A (en) 1990-07-23 1992-04-07 Volkswagen Ag Method for preventing knocking in a spark-ignited internal combustion engine having a plurality of combustion chambers
JP2915626B2 (en) 1990-07-25 1999-07-05 株式会社ユニシアジェックス Variable displacement vane pump
DE4038549C1 (en) 1990-12-04 1992-01-09 Mercedes-Benz Aktiengesellschaft, 7000 Stuttgart, De IC engine oil pressure regulator - has piston control chamber connected to oil circuit pump assembly
FR2673676B1 (en) 1991-03-06 1994-12-30 Renault
US5085187A (en) 1991-03-11 1992-02-04 Chrysler Corporation Integral engine oil pump and pressure regulator
DE4206165C2 (en) 1991-03-13 2000-03-30 Volkswagen Ag Crankcase for a reciprocating piston internal combustion engine
JPH04111505U (en) 1991-03-15 1992-09-28
US5239885A (en) 1991-06-28 1993-08-31 Volkswagen Ag Camshaft with a deactivatable cam
US5315971A (en) 1991-07-15 1994-05-31 Yamaha Hatsudoki Kabushiki Kaisha Lubricating oil supplying device for engine
JPH0599163A (en) * 1991-10-04 1993-04-20 Nissan Motor Co Ltd Oil pressure control device for variable capacity vane pump
DE4200305C2 (en) 1992-01-09 1995-06-08 Glyco Metall Werke Adjustable vane pump in a compact design
US5355851A (en) 1992-02-10 1994-10-18 Yamaha Hatsudoki Kabushiki Kaisha Lubricating oil supplying system for two cycle engine
US5485725A (en) 1992-02-18 1996-01-23 Tochigi Fugi Sangyo Kabushiki Kaisha Continuously variable transmission
US5390635A (en) 1992-03-16 1995-02-21 Yamaha Hatsudoki Kabushiki Kaisha Lubricating oil supplying system for engine
SE9201206D0 (en) 1992-04-14 1992-04-14 Volvo Ab PUMP WITH VARIABLE DEPLACEMENT
US5273020A (en) 1992-04-30 1993-12-28 Nippondenso Co., Ltd. Fuel vapor purging control system for automotive vehicle
DE4336892A1 (en) 1992-10-29 1994-05-05 Aisin Seiki Oil pressure drive for vehicle with hydraulic steering and engine cooling - has engine-driven variable delivery pump supplying steering servo and hydraulically impelled engine cooling fan via distributor valve
JPH06146882A (en) * 1992-10-29 1994-05-27 Aisin Seiki Co Ltd Hydraulic driving system for vehicle
DE4242871A1 (en) 1992-12-18 1994-06-23 Porsche Ag Gear-type engine oil pump
DE4302610C2 (en) 1993-01-30 1996-08-08 Daimler Benz Ag Process for regulating the pump output of lubricant pumps and lubricant pump therefor
AU6785994A (en) 1993-05-06 1994-12-12 Cummins Engine Company Inc. Variable displacement high pressure pump for common rail fuel injection systems
US5465699A (en) 1993-06-01 1995-11-14 Volkswagen Ag Intake pipe arrangement for an internal combustion engine having individual arc-shaped cylinder intake pipes
DE4319200C1 (en) 1993-06-09 1994-07-21 Glyco Metall Werke Multi-stage controller for lubricant pumps with continuously variable delivery volumes
US5353753A (en) 1993-06-15 1994-10-11 General Motors Corporation Two-stroke engine lubrication
DE4323220C1 (en) 1993-07-12 1994-09-22 Porsche Ag Device for carrying lubricating oil in an internal combustion engine
DE4323262A1 (en) 1993-07-12 1995-01-26 Fev Motorentech Gmbh & Co Kg Method and arrangement for supplying lubricant to a reciprocating piston machine
US5435698A (en) 1993-07-29 1995-07-25 Techco Corporation Bootstrap power steering systems
US5545014A (en) 1993-08-30 1996-08-13 Coltec Industries Inc. Variable displacement vane pump, component parts and method
US5339776A (en) 1993-08-30 1994-08-23 Chrysler Corporation Lubrication system with an oil bypass valve
US5399776A (en) * 1993-11-24 1995-03-21 The Dow Chemical Company Purification of acetone
DE4442083C2 (en) * 1993-11-26 1998-07-02 Aisin Seiki Vane pump
US5797732A (en) 1993-12-28 1998-08-25 Unisia Jecs Corporation Variable capacity pump having a pressure responsive relief valve arrangement
CA2185529A1 (en) 1994-03-29 1995-10-05 Michael Leonard Mckay Pump control system
US5544628A (en) 1994-07-06 1996-08-13 Volkswagen Ag Valve control arrangement for an internal combustion engine
US5465899A (en) * 1994-10-14 1995-11-14 Texas Instruments Incorporated Method and apparatus for fine pitch wire bonding using a shaved capillary
DE4444819A1 (en) 1994-12-15 1996-06-20 Bayerische Motoren Werke Ag Lubricating oil pump for IC engine
US5545018A (en) 1995-04-25 1996-08-13 Coltec Industries Inc. Variable displacement vane pump having floating ring seal
AUPN391595A0 (en) 1995-06-30 1995-07-27 Orbital Engine Company (Australia) Proprietary Limited Improvements to fuel pumps
US5863189A (en) 1995-07-10 1999-01-26 Coltec Industries Inc Variable displacement vane pump adjustable by low actuation loads
DE19533686C2 (en) 1995-09-12 1997-06-19 Daimler Benz Ag Adjustable vane pump as a lubricant pump
JPH1089034A (en) 1996-09-18 1998-04-07 Yamaha Motor Co Ltd Lubricating oil supplying device for two cycle engine
US5876185A (en) * 1996-11-20 1999-03-02 Caterpillar Inc. Load sensing pump control for a variable displacement pump
EP0845582B1 (en) 1996-11-29 2000-04-05 Volkswagen Aktiengesellschaft Valve control for an internal combustion engine provided with lift valves for the gas exchange
US5826556A (en) 1997-04-24 1998-10-27 Brunswick Corporation Engine lubrication circuit with alternating lubrication paths
US5918573A (en) 1997-05-02 1999-07-06 Killion; David L. Energy efficient fluid pump
DE19756018A1 (en) 1997-12-17 1999-06-24 Porsche Ag Device for pressurizing and / or lubricating a hydraulic consumer in an internal combustion engine
JPH11324631A (en) 1998-05-14 1999-11-26 Kioritz Corp Separate lubricating system for internal combustion engine
JP2000087877A (en) 1998-09-10 2000-03-28 Bosch Braking Systems Co Ltd Variable displacement pump
US6079380A (en) 1998-10-02 2000-06-27 Cummins Engine Company, Inc. Electronically controlled lubricating oil and fuel blending system
DE19928960A1 (en) 1999-06-24 2000-12-28 Volkswagen Ag Gear drive, e.g. for crankshaft of internal combustion engine; has extension ring to move third gear axially, so balancing tooth flange play of second gear engaging with first gear for heat expansion
US6131539A (en) 1999-06-30 2000-10-17 Detroit Diesel Corporation System and method for enhanced engine monitoring and protection
US6202016B1 (en) * 1999-08-10 2001-03-13 Eaton Corporation Shift on the go transmission system
DE19938285A1 (en) 1999-08-12 2001-02-22 Porsche Ag Device for regulating the lubricating oil pressure of an internal combustion engine
JP2001159395A (en) 1999-12-03 2001-06-12 Bosch Braking Systems Co Ltd Variable displacement pump
JP3717146B2 (en) 1999-12-17 2005-11-16 本田技研工業株式会社 Hydraulic oil supply device
EP1130262B1 (en) 2000-03-02 2007-12-19 Volkswagen Aktiengesellschaft Gear pump with flow capacity changing sliding unit
JP3933843B2 (en) 2000-04-27 2007-06-20 ユニシア ジェーケーシー ステアリングシステム株式会社 Variable displacement pump
US6408975B1 (en) 2000-08-09 2002-06-25 Visteon Global Technologies, Inc. Variable displacement pump with electronic control
US6790013B2 (en) 2000-12-12 2004-09-14 Borgwarner Inc. Variable displacement vane pump with variable target regulator
US6669439B2 (en) 2001-05-10 2003-12-30 Tesma International Inc. Variable flow impeller-type water pump with movable shroud
US6488479B1 (en) 2001-05-17 2002-12-03 Ford Global Technologies, Inc. Variable pressure oil pump
DE10231197B4 (en) * 2001-07-11 2013-10-17 Slw Automotive Inc. Lubricant pump system
DE10141786B4 (en) 2001-08-25 2008-12-24 Dr. Ing. H.C. F. Porsche Aktiengesellschaft Device for controlling the lubricating oil pressure of an internal combustion engine
DE10144693B4 (en) 2001-09-11 2012-06-21 Volkswagen Ag Gear pump for lubricating oil supply
DE10159088A1 (en) 2001-12-01 2003-06-18 Porsche Ag Oil pump combination for an internal combustion engine
DE10237801C5 (en) 2002-01-12 2010-02-11 Voigt, Dieter, Dipl.-Ing. Device for regulating the pressure of hydraulic pumps
EP1350930B2 (en) 2002-04-03 2016-01-27 SLW Automotive Inc. Variable displacement pump and control therefor

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